Turbine a Gas e Cicli Combinati -Lozza

Giovanni Lozza DIPARTIMENTO DI ENERGETICA - POLITECNICO DI MILANO

TURBINE A GAS E CICLI COMBINATI SECONDA EDIZIONE

r·~J~i • ~"-·i . . :CU 01 MilANO .·~i.:U ' (;A tJ;:~~liiCA DI INGEGNERIA- BOVISA

. ·3

lrmm •r.ìrit, 15- 2015b MILANO

Acl.~~5

PRoGeTTo

t[}

LeoNARDO

BOLOGNA

Prima edizione : Giugno 1996 Ristampe: Dicembre 1997 -Aprile 2000 Seconda edizione: Febbraio 2006

In copertina: "Vista in sezione della turbina a gas GE LM6000" Riproduzione gentilmente concessa dalla GE Marine & Industriai, Cincinnati, OH, USA

PROGeTTO

tiJ

LeoNARDo

© SOCIETÀ EDITRICE ESCULAPIO s.r.l. 40131 Bologna- Via U. Terracini 30 - Tel. 051-63.40.113- Fax 051-63.41.136 www.editrice-esculapio.it Tutti i diritti riservati. Riproduzione anche parziale vietata. Nessuna parte di questa pubblicazione può essere riprodotta, archiviata in un sistema di recupero o trasmessa, in qualsiasi fç>rma o con qualsiasi mezzo elettronico, meccanico, fotoriproduzione, memorizzazione o altro, senza permesso scritto da parte dell'Editore.

POLITECNICO

ING.BOVISA 621.433

LOZ2 F ACL 225

Turbine a gas e cicli combinati

INDICE Presentazione . .. ..... ................ ......... ............. .................................................. v Prefazione (alla prima edizione del 1996) ........ ........ ............ ............................ . ix Prefazione (alla seconda edizione del 2006) .................................. .... ................ xi Ringraziamenti ............................... ............................. ................................. xii Nomenclatura ............... ... ...................... ................ ..................................... xiii

1. Fondamenti termodinamici delle turbine a gas in ciclo semplice 1.1 I l ciclo chiuso ideale ... ....... ...... ...... .................. ... .............................. 1.1 1.2 Il ciclo aperto ideale ......................................................................... 1.6 1.3 Cicli semplici reali ...................... ... .................. ................................. l. 9 2. I componenti delle turbine a gas 2. 1 Compressore ..... ........... ....... ... ....... . ....... .. ........... .. ......... .... .... . ........ 2.2 2.1.1 Le perdite nei compressori ............ ........ ...... .. ........................... 2.5 2.2 Combustore ....................... ........................ .................. ............ ....... 2.8 2.2.1 I combustibili per le turbine a gas ......................... ............. ...... 2.11 2.3 Turbina ................................................. ............................. ..... ...... 2.12 2.3.1 Il raffreddamento delle pale .................................................... 2.13 2.3.2 I materia li ............... ... ......... ........................ ........ ..... ...... .. ..... 2.17 2.3.3 Definizioni di TIT; sua evoluzione nel tempo .............................. 2.19 2.3.4 Le perdite nelle turbine ................... .................. .......... ............ 2.21 2.3.5 Raffreddamento a circuito chiuso e a vapore ............................. 2.23 2 .4 Generatore elettrico .. ......... .. ...... ..... ........ .. .............. ...... ........ .......... 2.25 3. Prestazioni delle turbine a gas 3.1 Analisi completa del ciclo reale ..................................... ........... .. ........ 3.1 3.2 Analisi entropica ..... ........... .............. ........ .......... ............ .................. 3.7 3.3 I l mercato delle turbine a gas ...... ... ... .. ............................ ................. 3. 10 3.3.1 Macchine heavy- duty e aero-derivative .................. .. ................. 3. 11 3.3.2 Rassegna delle moderne unità ........ .............................. .. ......... 3.14 3.4 Prestazioni operative : influenza delle condizioni esterne ................... ... 3.16 3.4.1 Perdite di carico ................ . ........................... ....... ... .. ............. 3.18 3.4.2 Pressione ambiente ....... ................... ......... . ... ... ...... ... ............. 3.19 3.4.3 Temperatura ambiente .............. .... ... ...... ................................ 3.20 3.4.4 Sporcamento e invecchiamento ................. .................... .... .. .... 3.21 3.5 Regolazione e avviamento delle turbine a gas ............. ... .. ..... ....... ... .. . 3.23 4. I cicli combinati 4.1 Fondamenti termodinamici .; ....... ........ ........ ....................... .... ...... ..... 4.1.1 Cicli a recupero ideali .. ..... ........................... ................ ..... ..... ... 4.1.2 Come approssimare i cicli ideali con fluidi reali ... .. ..... : ................. 4.1.3 Potenzialità dei cicli combinati ...................... ... ...... ..... ... ............

4.2 4.2 4 .5 4. 7

ii

Turbine a gas e cicli tOmbinati

4.2 Cicli a vapore a recupero .................................................................. 4.8 4.2.1 Lo scambio termico nella caldaia a recupero ............................... 4.8 4.2.2 Aspetti progettuali della caldaia a recupero ...... ............ ...... ..... .. 4.12 4.2.3 Turbina a vapore .... .. .. ... .. ..... .. ............ ... ..... .. .... .......... ........ .. .. 4.19 4.2.4 Condensazione ........ .... ... .... .................... ...... ........ .. ...... .. ....... 4.19 4 .2 .5 Assetti dei cicli a recupero ................................ ...................... .4.21 4.3 Prestazioni dei cicli combinati ....................................................... .... 4.24 4.3.1 ottimizzazione delle pressioni di evaporazione ...... .................... .4.26 4.3.2 Influenza dell'assetto del ciclo .................................................. 4.27 4.3.3 Rendimenti dei cicli combinati ................................................. .4.30 4.3.4 Costo dell'elettricità prodotta ...... .. ........ ... ....... .... ...... ........... ... .4.32 4.3.5 Cenni alla regolazione ................................................ .. .......... .4.35 4.4 Altri assetti dei cicli combinati .. ........................................................ 4.37 4.4.1 Cicli con post-combustione ...................................................... 4.37 4 .4.2 Repowering ........................................................................... 4.40 S. Altri cicli a gas e cicli misti ~:.!)Rige nerazione ... ........ ..... ...................... .... ... ............. ............... ..... ... 5.2 5 .1.1 Ciclo chiuso ideale rigenerativo ...................... .. .......... ............... 5.2 5.1.2 Cicli reali rigenerativi ................................................ ........ ....... 5.4 5.1.3 Applicazioni pratiche .... ... ........... ........... .. ........................ ......... 5.8 -.2·2 Compressione interrefrigerata .......................... .. ..... ...... ...... ....... ....... 5. 9 ...s-!3 Ricombustione .............................................. ......... . ....................... 5.14 ' ~4 ;Combinazioni di intercooling, rigen erazione e reheat .......................... , 5.16 5.5 Cicli misti gas/vapore ... ....... ........ ...... .... ..... .. ............ ....................... 5.19 5.5.1 Il ciclo con iniezione di vapore ............................ ...... ............ ... 5.19 5.5.2 Il ciclo con iniezione d'acqua .......... ...... ........ ...... ......... ............. 5.24 5.5.3 Il ciclo "umidificato" (HAT) ...................................................... 5.25 5 .5.4 Prestazioni e confronti ............. ... ........ ........ .. ........... ............... 5.26 6. Le turbine a gas e la cogenerazione 6.1 Aspetti generali e indici di valutazione ................................................ 6.1 6.2 Turbina a gas con recupero semplice ................................................. 6. 7 6.3 Turbina a gas con iniezione di vapore .. ................... .................... ....... 6.11 6.4 Cicli combinati ... .................... ... ... ............. ............................. ..... .... 6.13 6.5 Le microturbine a gas ..................................................................... 6.16 6.5.1 Componenti e tecnologia costruttiva ....................... ...... ............ 6.17 6.5.2 Caratteristiche e prestazioni .. ........ ... .. ........ ..... .. . ..... ... .... ......... 6.20

:t· Le emissioni dalle turbine a

gas 7.1 Unità di misura delle emissioni .......................................................... 7.1 7.2 Meccanismi di formazione di CO e NO nella combustione .............. ... ..... 7.5 7.2.1 Formazione e distruzione di CO ................................................. 7.5 7.2.2 Formazione di NO........................ ... ................. .... .................... 7.6 7.3 Sistemi di riduzione di NO in sede di combustione ............................... 7.9 7.3.1 Iniezione di acqua o vapore ............................. ........................ 7.10 7.3.2 Combustori a secco (DLN) ....................................................... 7.13 7.4 Sistemi di depurazione dei gas combusti ........................................... 7. 16 7.5 Altri inquinanti ................................................................. ; .............. 7.18 7.5 Cenni alla produzione di biossido di carbonio ........ .................. .. ... ....... 7.19


iii

8. Le turbine a gas e il carbone 8.1 Gli impianti con gassificazione .......................................................... . 8 .2 8.1.1 Descrizione generale ............................. .. ................................ 8.2 8.1.2 I processi di gassificazione ................................................. .. .... 8.4 8.1.3 Raffreddamento del syngas e recupero termico .......................... 8.6 8.1.4 Depurazione del syngas ............................... ..... ....................... 8.9 8.1.5 La sezione di potenza ........ ............................... ... ........... ........ 8.10 8.1.6 Bilancio generale e prestazioni ............................. ... ................. 8.13 8.1. 7 Esperienze, confronti, possibili evoluzioni ..... ............................. 8.15 8.2 I letti fluidi pressurizzati ................................. ...... .......... .. ............... 8.17 ~La combustione a letto fluido ................................................... 8.17 8.2.2 Utilizzo delle turbine a gas con i PFBC .............. .. ................ ... .... 8.19 8.2.3 I PFBC di 2a generazione ..... ...................................... ........... ... 8.21 8.2.4 Altre configurazioni: EFCC .............................. ......................... 8.23 8.3 Cattura della C02 .................. ......................................................... 8.23 8.3.1 Aspetti generali ..................... ...................... ............. .............. 8.23 8.3.2 Metodologie di cattura ............................. ....................... ........ 8.24 8. 3. 3 Esempio di risultati ottenibili .. ............................................ ...... 8.27 8.3.4 Considerazioni conclusive ............. ............ ......................... ...... 8.29 Appendice Al: Richiami sulle proprietà dei gas e sulla combustione ....... Al Al. l Proprietà dei gas ideali e delle loro miscele ........................................ Al A1.2 Combustione: definizione e calcoli ............................................. ....... A3 Appendice A2: Analisi entropica dei sistemi termodinamici .. .. ............... All A2.1 Premessa .................... .............................. ..... .. .................... .... ... All A2.2 Limiti delle analisi con il solo primo principio ...................... ............. . All A2.3 Formulazione generale .................................................................. Al3 A2.4 Applicazioni ed esempi generali .. .... ............ .. .................................. Al5 A2.4.1 Ciclo di potenza con sorgente a T= costante .. ... ..... ................... A15 A2.4.2 Ciclo di potenza a recupero da corrente fluida .. .. ....... .. .... .. ....... A15 A2.4.3 Ciclo di potenza alimentato da combustibile ........................ ..... A16 A2.4.4 Pompa di calore ............................ . ..... ......... .... .................... A17 A2.4.5 Impianto di cogenerazione .................................................... A18 A2.5 Le irreversibilità nei cicli termodinamici ........ ... .............. ................. . A18 A2.5.1 Perdite per scambi di calore a .H finiti ................................ ..... A18 A2.5.2 Irreversibilità interne al fluido .. .. .. .. ...................... .................. A19 A2.5.3 Miscela menti .. ........ ..... ......................................... ............... A20 Appendice A3: Richiami sulle trasformazioni politropiche ....... ............... A21 Appen~ice

A4: Tecnologia delle centrali a vapore ........... ....................... A25 A4.1 I l ciclo a vapore d'acqua .. .. ............................. .. ............................. A25 A4.1.1 Fondamenti ............... .......... ... ... ... ... ........ ..... ... ..... .. .......... ... A25 A4 .1. 2 I fattori che caratterizzano le prestazioni. ... ................... .. ........ A27 A4.1.3 L'assetto delle moderne centrali. ................................ ..... ....... A29 A4.2 I componenti ....... .......... ...... ........... .. ................................... ........ A31 A4.2.1 La turbina .. ........................................... .. ............. : .............. A31 A4ç2.2 I l generatore di vapore ............... .... ......... ... ............. .. .. .. ....... A34 A4.2.3 I l condensatore .................... .. ........... ...... ............................. A38

iv


A4.3 La rimozione degli inquinanti .... ... ..... .. ................. .. ... . ............... ... ... A4.3.1 Combustori a basse emissioni di NO ............ ....... ............ ........ A4.3.2 Rimozione di NOx ... . ... ....... ..... .. ... .. .. ...... .... . .. ... ... .... .. .. .. .. .... . A4.3.3 Rimozione dello zolfo .. . .. ... . ..... .. ... .. . ........... ... .. .. ....... ... .. ... ... .. A4.3.4 Rimozione del particolato .. . ........................... .. ...................... A4.3.5 Rimozione di metalli pesanti e del mercurio ....... ......................

A42 A42 A44 A46 A48 ASO

Appendice AS: Elenco delle turbine a gas presenti su l mercato ............. ASl


v

PRESENTAZIONE a cura del Prof. Ennio Macchi ordinario di "Conversione dell'energia " nella Facoltà di Ingegneria Industriale del Politecnico di Milano

Presentazione della prima edizione del 1996 "La macchina più studiata al mondo": questa definizione della turbina a gas è stata spesso utilizzata per ricordare l'enorme flusso di denaro e di risorse e l'imponente impegno di scienziati, ingegneri e tecnici che hanno caratterizzato l'evoluzione di questa macchina, solo apparentemente semplice, ma che in realtà richiede metodologie di progetto di grande raffinatezza e tecnologie realizzative estremamente avanzate. Per un curioso paradosso, gli studenti (ma anche gli ingegneri che vogliano stare al passo con gli avanzamenti tecnologici), trovano grandi difficoltà a reperire testi adeguati su cui studiare la "macchina più studiata al mondo". La letteratura tecnico-scientifica è infatti ricchissima di articoli scientifici che illustrano i risultati di studi e ricerche estremamente specialistiche, ma essi risultano quasi inevitabilmente di ostica lettura per i non addetti ai lavori. Per contro, i numerosi "manuali" sulle turbine a gas, reperibili soprattutto nella letteratura anglosassone, sono spesso troppo schematici ed empirici e mancano di rigore, di una visione unitaria di sintesi, dei necessari approfondimenti: in una parola, dei requisiti indispensabili per un buon testo universitario. Sono quindi sicuro che il volume preparato con tanto impegno e competenza dal professar Giovanni Lozza, a suo tempo mio bravissimo allievo, oggi prestigioso collega e carissimo amico, sarà accolto con grande favore, non solo nel mondo universitario. E' un testo chiaro, completo, aggiornato, che coniuga i frutti di un appassionato lavoro di sintesi della più qualificata letteratura del settore con l'esposizione dei risultati delle ricerche condotte su turbine a gas e cicli combinati nell'ultimo decennio dal gruppo di ricerca del Dipartimento di Energetica del Politecnico di Milano, di cui fanno parte, unitamente al prof. Lozza e al sottoscritto, il professar Stefano Consonni, i ricercatori Paolo Chiesa e Paola Bombarda, numerosi "dottorandi di ricerca" e laureandi. Proprio perché tutti noi, vuoi per la comune passione verso le tematiche trattate, vuoi per amicizia, ci siamo sentiti coinvolti nell'opera, abbiamo "vivisezionato" il testo qui presentato, non risparmiando all'Autore consigli e critiche (poche in verità!) e suggerendo (a volte pretendendo!) le aggiunte e modifiche che ritenevamo utili per una migliore qualità -e completezza dell'esposizione. Per questo, senza naturalmente nulla togliere ai meriti del professar Lozza, sentiamo questo volume come un poco nostro.


vi

Rispetto ad altri libri di testo universitari, l'opera presenta alcune peculiarità che voglio sottolineare: 1. Riporta pochissime formule ed equazioni, ma è densa di concetti fisici e presenta copiosi risultati. E' un segno dei tempi: oggi i calcoli relativi alle turbine a gas vengono condotti con complessi codici di calcolo e difficilmente possono essere banalizzati con equazioni e formule semplificate. 2 . I risultati che presenta non sono mai indicativi o qualitativi: essi sono sempre calcolati con grande rigore, sulla base di coerenti ipotesi sulle "qualità" dei componenti e sulle condizioni operative, ipotesi puntigliosamente indicate nel testo. Per questo motivo, l'opera è anche una preziosa raccolta di dati e di risultati che ben "fotografano" lo stato dell'arte delle turbine a gas. 3. E' solidamente ancorata alla realtà industriale: le turbine a gas di cui si parla sono quelle effettivamente reperibili sul mercato internazionale e le applicazioni cui si fa riferimento sono di piena attualità. 4. E' fortemente interdisciplinare: una necessità, poiché il progetto di una moderna turbina a gas nasce da una sintesi degli avanzamenti registrati nelle più importanti discipline alla base defla moderna ingegneria (la termodinamica, che guida nell'ottimazione dei cicli, la fluidodinamica, fondamentale nel/'ottenimento di elevate prestazioni delle turbomacchine, la chimica, sempre più importante nel settore energetico per lo studio dei processi di combustione e perla riduzione delle emissioni nocive, la trasmissione di calore, che governa il raffreddamento delle palettature di turbina e il dimensionamento degli scambiatori di calore, la meccanica e la metallurgia, che stabiliscono i limiti di funzionamento delle macchine). 5. Introduce spesso concetti di ottimazione tecnico-economica, un viatico prezioso nelle scelte ingegneristiche, spesso trascurato nei corsi universitari. 6. Attribuisce la giusta importanza ai problemi di impatto ambientale, di grande rilievo in ogni settore industriale, e decisivi nelle applicazioni energetiche. Le turbine a gas stanno conquistando, a ritmi assai sostenuti, un r uolo sempre più importante nel panorama energetico internazionale: fino a pochi anni fa, le loro applicazioni in campo industriale erano, con poche eccezioni, relegate a centrali di punta, un utilizzo in cui il rendimento modesto che le caratterizzava era economicamente poco penalizzante. Oggi, avvenuto il "sorpasso" rispetto alle turbine a vapore, sono le macchine più vendute al mondo (la potenza complessiva delle turbine a gas installate annualmente supera i 30.000 MW, oltre il 50% della nuova potenza messa in esercizio su base mondiale). Inserite in impianti a ciclo combinato, consentono rendimenti di conversione elevatissimi, impensabili solo poco anni or sono: chi scrive ricorda lo scetticismo con cui veniva ascoltato quando citava il superamento del muro del 50% di rendimento netto di conversione. Sono passati pochi anni, e oggi tutti concordano nella facile previsione che entro un decennio si otterranno rendimenti di conversione superiori al 60%. Questa "rivoluzione" tecnologica avvenuta nel settore energetico richiede un rapido aggiornamento dell'insegnamento delle discipline energetiche nelle Facoltà universitarie di ingegneria: sono quindi certo che il libro del professar Lozza sarà un prezioso ausilio per i colleghi impegnati nel difficile compito di formare le nuove generazioni di ingegneri. Milano, 5 giugno 1996


vii

Presentazione della seconda edizione del 2006 Fui facile profeta nel pronosticare il successo del volume del prof. Lozza: ne ho avuto ampio riscontro da numerosissimi studenti, colleghi docenti e operatori del mondo energetico. Approfitto della seconda edizione dell'opera per sottolineare con qualche dato quanto i progressi della tecnologia della turbina a gas abbiano cambiato lo scenario energetico durante il decennio trascorso tra la prima e la seconda versione del libro. Basti pensare che oggi il fatturato mondiale delle turbine a gas per impieghi stazionari ha raggiunto i 20 miliardi di $, superando nel 2000 - evento storico per il mondo delle turbine a gas! - quello delle turbine a gas destinate alla propulsione aeronautica, da sempre l'applicazione dominante. Nel 1996, quando il volume fu dato alla stampe, il ruolo delle turbine a gas e dei cicli combinati era del tutto marginale nel panorama termoelettrico nazionale. Considerando gli impianti per sola produzione di energia elettrica, le turbine a gas in ciclo semplice, presenti con una potenza efficiente netta pari a circa 4500 MW in ciclo, svolgevano il loro ruolo di centrali di punta, operando poco più di 500 ore equivalenti all'anno, con rendimenti elettrici netti disastrosi (28.2%), mentre i cicli combinati erano totalmente assenti (sarebbero entrati nelle statistiche del GRTN solo nel 2000). Timida anche la reazione del mondo della cogenerazione industriale alle potenzialità delle turbine a gas: meno di 500 MW di turbine a gas a semplice recupero, con una produzione elettrica annua di poco superiore a 2 TWh, circa 1500 MW di cicli combinati, con una produzione prossima a 10 TWh. Se guardiamo la situazione odierna (come risulta dai dati a consuntivo 2004), balza all'occhio la rivoluzione tecnologica prevista con largo anticipo dal prof. Lozza: una potenza efficiente superiore a 10.000 MW di centrali a ciclo combinato per la sola produzione di energia elettrica cui si deve aggiungere una potenza di poco inferiore (circa 9200 MW) di cicli combinati cogenerativi e altri 5.000 MW da impianti ripotenziati (dati da confrontarsi con una potenza netta installata di circa 60.000 MW). Più modesto, ma comunque significativo il dato riguardate le turbine a gas a semplice recupero, per cui si registra un raddoppio della potenza complessiva (da 500 a 1000 MW). E' interessante esaminare le prestazioni di questo complesso di impianti, in termini di rendimenti e di ore equivalenti di funzionamento: mentre il dato a consuntivo 2004 in termini di rendimento elettrico netto delle centrali a ciclo combinato per sola produzione elettrica è lusinghiero (53%), quello dei cicli combinati cogenerativi è modesto (46,3% di rendimento elettrico netto "equivalente '~ vale a dire già corretto depurando dal combustibile consumato la quota - invero modesta! - spettante alla produzione di calore). Le regole del mercato (e le distorsioni degli incentivi) fanno sì che mentre i primi hanno lavorato in media solamente 4000 ore/anno (un dato che è coerente con lunghi tempi di utilizzo al minimo tecnico e frequenti fermate), i secondi hanno ore equivalenti molto più elevate, intorno a 6500 h/anno: certamente, il sistema Paese avrebbe realizzato risparmi energetici assai più significativi invertendo la situazione! Chiudo queste brevi note salutando con molto piacere la più importante delle novità introdotte dal prof. Lozza in questa edizione del volume: l'aggiunta di una sezione dedicata alle centrali termoelettriche a carbone. In un-mercato competitivo che, agli attuali livelli dei costi del gas naturale, obbliga a fermare per molte ore all'anno centrali ad altissimo rendimento, dotarsi di centrali di base a

viii

Turbine a gas

e cicli combinati

basso costo marginale diventa una necessità improrogabile. Mi piacerebbe, nella prefazione alla terza edizione del volume (nel 2015?) ripetere l'esercizio sopra svolto: utilizzare i dati statistici per dimostrare che, come la tecnologia delle centrali a ciclo combinato ha consentito in un decennio un balzo nei rendimenti di oltre 10 punti per le centrali alimentate a gas, si è verificata una nuova rivoluzione tecnologica nel panorama delle centrali termoelettriche italiane (quella delle clean coal technologies), che ha portato il rendimento elettrico netto delle centrali a carbone dall'attuale - modestissimo! - 33% al 45%. Milano, 24 gennaio 2006

Ennio Macchi


ix

PREFAZIONE (alla prima edizione del 1996) La dispensa sulle t urbine a gas in uso per molti anni presso il Politecnico di Milano riportava in copertina la frase "Allo stato attuale delle limitazioni tecnologiche, le turbine a gas non sono particolarmente competitive in termini di consuf!li con altre soluzioni di potenza, ma presentano caratteristiche che le fanno prefenre là dove compattezza, mobilità e indipendenza da acque di raffreddamento costituiscono esigenze fondamentali dell'impianto". Questa affermazione, indubbiamente valida alla data di stesura di tale dispensa (1977), non è certo oggi sufficiente a spiegare il successo commerciale delle turbine a gas, una vera rivoluzione nel mercato dell' industria energetica che sta caratterizzando gli anni '90. Basti pensare che le previsioni operate da diversi enti sulla potenza delle nuove centrali elettriche instal late nel prossimo decennio (1996-2005) ammonta a 650+680 GW: di questi si ritiene che circa 100 saranno prodotti da turbine a gas in ciclo semplice e oltre 200 da cicli combinati gas-vapore, a fronte di 200+250 da centrali a vapore convenzionali (la restante parte è relativa a macchine idrauliche e, per circa 20 GW, a centrali nucleari). Pertanto, le turbine a gas, fino a pochi anni fa relegate a un ruolo del tutto marginale nell'industria elettrica, saranno protagoniste di più della metà della conversione dei combustibili fossil i in elettricità. Non è poi da dimenticare il ruolo delle turbine a gas nel la propulsione aeronautica, in cui detengono una posizione di quasi monopolio, e in quella navale. Vista l'importanza di questa tecnologia, mi è sembrato indispensabile affrontare il non facile compito di rivedere, completare e aggiornare il materiale didattico a disposizione degli studenti del 4° e del soanno di Ingegneria. Questo testo è dedicato ad allievi che abbiano una solida preparazione di base di termodinamica e di fluidodinamica delle macchine, nozioni impartite dapprima in Fisica Tecnica e poi nella prima parte dei corsi di Macchine (o di insegnamenti di discipline affini). Il grado di approfondimento della materia potrà, in certe sezioni, risultare forse eccessivo per i corsi universitari non specialistici (ivi compresi quelli di Macchine): il docente potrà facilmente "sfrondare" alcune sezioni a seconda delle impostazioni suggerite dall'articolarsi dei piani degli studi nei diversi Corsi di Laurea. D'altro canto, alcuni temi più specialistici, qui comunque trattati, potranno costituire una base sostanziosa (da completarsi eventualmente a cura del docente) per gli argomenti in oggetto ai Corsi più avanzati, tipicamente quelli del so anno con forte caratterizzazione energetica. Ho peraltro l'immodestia di pensare che questo testo possa risultare utile anche al di fuori del campo universitario, per operatori del settore energetico che vogliano rinfrescare le loro conoscenze o acquisire gli elementi teorici fondamentali sull'argomento in oggetto. Nell'impostazione generale del testo ho cercato di introdurre alcune sezioni di carattere applicativo, concretamente ancorate alla realtà industriale odierna e alle problematiche di esercizio delle macchine . Lo stile espositivo è comunque orientato a fornire i concetti e gli strumenti di base per una corretta analisi dei problemi, più che a costruire teorie semplificate per la soluzione di questi: è mio con-

x


vincimento che, esclusi i casi di cicli ideali con fluidi ideali, di pura valenza didattica, cercare di esprimere realtà complesse come le macchine reali con formulazioni analitiche debba comportare semplificazioni tali da alienare l'attendibilità dei r isultati. E' allora meglio discutere i metodi di base usati (o usabili) in modellizzazioni numeriche più sofisticate, sorvolare sul loro sviluppo (che resta lavoro assai specialistico) e fornire tuttavia i risultati numerici concreti, indispensabili a trasmettere al lettore sensibilità e professionalità sull'argomento (requisiti che secondo me non dovrebbero mancare ai laureandi in Ingegneria). Con questo concetto ho voluto discutere la problematica dei cicli reali, avvalendomi di metodi di calcolo sviluppati in anni di lavoro scientifico a riguardo. Questo tipo di approccio, ricco pertanto di informazioni ad oggi (1996) realistiche, porrà in futuro problemi di aggiornamento dei ris ultati presentati nel testo . Questo è però un problema inevitabile per qualsiasi tema tecnico di valenza applicativa: anche se le turbine a gas sono un settore in evoluzione ben più rapida di altri (almeno nel mondo dell'energetica), il probabile invecchiamento dei risu ltati esposti non deve essere una scusa per rimandare all'infinito la stesura del testo! Questo lavoro è sostanzialmente diviso in tre sezioni. La prima (Cap.l-3) si occupa dei cicli semplici di turbina a gas: il primo capitolo tratta gli aspetti teorici più basilari, il secondo, dedicato ai componenti, illustra le peculiarità costruttive delle macchine, mentre il terzo unisce approfondimenti termodinamici a considerazioni del tutto pratiche (prestazioni, mercato, esercizio). La seconda sezione è dedicata ai cicli a gas più complessi (Cap.4) e ai cicli combinati gas-vapore (Cap.S): si trattano quindi gli interventi "aggiuntivi" rispetto ai cicli semplici per migliorarne le prestazioni termodinamiche nella produzione di energia elettrica. Anche qui si affronteranno sia gli aspetti teorici che soprattutto quelli impiantistici e applicativi, soprattutto per i cicli combinati che costituiscono oggi la t ecnologia più avanzata per la generazione elettrica. La terza sezione completa le nozioni generali necessarie per una esauriente preparazione in tema di turbine a gas. Si tratta di argomenti diversi: (i) la cogenerazione, settore in cui le turbine a gas costituiscono la tecnologia di riferimento ancor più che nella sola generazione elettrica, (ii) le emissioni di element i inquinanti, la cui riduzione coinvolge oggi sforzi di sviluppo e ricerca almeno pari a quelli dedicati al migliora mento delle prestazioni, (iii) le tecnologie che consentono l'impiego del carbone e dei combustibili pesanti con le turbine a gas (letti fluidi e gassificazione), argomento di grande peso nello sfruttamento delle risorse fossili nel medio-lungo termine . Il livello di approfondimento in questi ultimi capitoli è tale da non appesantire eccessivamente il testo, in relazione ai suoi scopi, e non risulta certo esauriente; tuttavia le nozioni contenute sono sufficienti, a mio giudizio, a completare le conoscenze necessaria ad operare con professionalità nel settore energetico. In appendice, è poi riportata una trattazione generale dell'analisi entropica dei sistemi termodinamici, in termini concisi ma sufficienti a ricordare gli elementi fondamentali di tal e utile approccio, spesso utilizzato nel testo. Si consiglia pertanto al lettore non avvezzo a questa modalità di analisi di leggere l'appendice prima di affrontare il testo. Per concludere, mi auguro naturalmente che il libro possa essere considera to un utile ausilio alla comprensione delle turbine a gas: argomento importante, perché i molti che si occupano (o si occuperanno) di energetica e di generazione di potenza in esse si imbatteranno inevitabilmente!


xi

PREFAZIONE (alla seconda edizione del 2006) Dopo un decennio era tempo di rinfrescare questo testo. Non tanto per i profondi cambiamenti avvenuti nel mondo universitario (l'introduzione della laurea triennale e di quella magistrale hanno certamente comportato rilevanti adattamenti della didattica per molti colleghi, ma meno per quelli più fortunati come me che insegnano materie più specialistiche e applicative, vicine al mondo industriale: ho usato questo testo, credo con successo, per allievi di entrambi i livelli di laurea), non tanto perché nel mondo delle t urbine a gas siano successi eventi straordinari o totalmente imprevedibili dieci anni fa, ma per due semplici motivi: (i) fa tecnologia nel settore della 'power generation' avanza a passi lenti ma inesorabili, per cui certe tecniche solo abbozzate al tempo della prima stesura sono ora prepotentemente alla ribalta, (ii) si può sempre fare di più e di meglio, nel senso che dalla rilettura del testo ho rilevato qualche ingenuità, qualche incompletezza e che, soprattutto, qualche parte poteva e doveva essere scritta meglio. Non è cambiata affatto l'impostazione del libro: è stata mantenuta l'organizzazione generale e il tipo di approccio, basato su descrizione fisica dei fenomeni , su una certa dovizia di dati quantitativi, sull'attenzione ai problemi tecnologici, economici ed ambienta li. Le modifiche sono tuttavia abbastanza consistenti:

• Nel secondo capitolo sono descritte le tecnologie di raffreddamento a circuito chiuso e a vapore .

• Il quarto capitolo è ora dedicato alla sezione a vapore dei cicli combinati. E' stata aggiornat a fa parte economica e quella relativa al repowering. I primi quattro capitoli sono ora quelli essenziali (a mio modo di vedere) alla preparazione di un ingegnere industriale, che possa operare seriamente nel settore della ' power generation'. I seguenti capitoli sono leggermente più specialistici (soprattutto l'ultimo) . Il quinto capitolo è ora dedicato ai cicli a gas complessi e a quelli con iniezione di vapore, tipologie meno diffuse rispetto al classico ciclo combinato. Nel sesto capitolo, dedicato alla cogenerazione, è stata introdotta una parte relativa alle micro-turbine a gas e alla cogenerazione diffusa. Il settimo capitolo, relativo alle emissioni, è stato notevolmente revisionato. L'ultimo capitolo è stato quasi completamente riscritto e ampliato, integrandolo con una sezione relativa alla cattura di COz. E' stata aggiunta un'appendice (A4) relativa alla tecnologia dei classici cicli a carbone, perché, pur non avendo nulla a che fare con le turbine a gas, mi è sembrato opportuno offrire al lettore una panoramica aggiornata sulla tecnologia che compete con i cicli combinati, anche perché in quest'ultimo decennio è stata notevolmente rivitalizzata dall'affermarsi deglì impianti USC. Devo anche ammettere ch e l'ampliamento del capitolo 8, dedicato al carbone, e l'aggiunta dell'appendice sugli USC sono dovute ad una mia personale convinzione (invero condivisa da molti. .. ): dopo un decennio che ha visto (finalmente!) in Italia

xii


l'affermazione dei cicli combinati a gas naturale, con risultati largamente positivi in termini di rinnovamento e ampliamento del parco centrali, di aumento dell'efficienza e di riduzione delle emissioni, è forse il caso di ripensare in termini strategici a una prudente diversificazione delle fonti fossili, con un progressivo incremento dell'utilizzo 'pulito' del carbone. Le cosiddette 'clean-coal-technologies' sono una realtà e possono offrire soluzioni basate sul carbone con prestazioni ambientali incredibilmente buone, fino al limite delle 'zero-emissions'. Se questo libro servirà a convincere qualcuno (ad esempio uno dei miei allievi, che crescono e diventano talvolta persone 'importanti '!) che questa è una buona strada da seguire per il nostro paese e per la collettività, forse avrò fatto qualcosa di utile.

Turbi -e

A b

c

C;>

Milano, 24 gennaio 2006

Cv

Giovanni Lozza ordinario di 'Sistemi per l'energia e l'ambiente' Facoltà di ingegneria industriale del Politecnico di Milano

D ex f fa fpc F F, G h

HHV k L LHV

Ringrazia menti Desidero innanzitutto ringraziare il Prof. Ennio Macchi, che tanto ha fatto per far conoscere ed apprezzare la tecnologia delle turbine a gas nel nostro Paese, e che ho il privilegio di avere avuto come maestro: da lui non solo ho imparato praticamente tutto quello che mi è dato di sapere sulle turbine a gas, ma anche e soprattutto l'entusiasmo, la passione e il rigore nel lavoro accademico e nella professione di ingegnere. Ringrazio poi i colleghi prof. Stefano Consonni e prof. Paolo Chiesa, assieme ai quali ho lavorato a lungo per sviluppare i metodi di calcolo impiegati per dare concretezza numerica ai temi trattati in questo lavoro. Un ulteriore ringraziamento ai colleghi del Dipartimento di Energetica, soprattutto all'ing. Paola Bombarda, che, leggendo le bozze di questo testo, mi hanno dato preziosi suggerimenti per migliorarne la comprensibilità, la completezza e la correttezza formale.

LMTD MM Ns NTU

p Q q R R;

s

s

t

T T::.= TIT u

u

.

v

v \'.' w \'' •s

x y

c g S-"=

~


NOMENCLATURA . 2 supe rfi c1e, m grandezza termodinamica definita come h-To·s, J/kg c capacità termica, W/K calore specifico a p=cost., J/kgK Cp Cv calore specifico a v=cost., J/kgK D diametro, m ex exergia, J/kg f coefficiente di attrito 2 fo coefficiente di foul ing, m K/W fpc frazione di post-combustione potenza termica sviluppata dalla combustione, W F coefficiente correttivo LMTD ft G portata massica, kg/s h entalpia specifica, J/kg HHV potere calorifico superiore, J/kg 2 coefficiente di scambio convettivo, W/m K k L lunghezza, m LHV potere calorifico inferiore, J/kg LMTD differenza di temperatura media logaritmica, K MM massa molecolare, kg/kmol Ns numero di giri caratteristico NTU Number of Thermal Units p pressione, Pa potenza termica, W Q q calore specifico alla massa, J/kg R costante universale dei gas (8314 J/kmoiK) Rg costante del gas trattato = R/MM entropia specifica, J/kgK s s entropia assoluta, W/K t spessore, m T temperatura, K o oc T bmx temperat ura massima sopportabile dal materiale, K o 0 ( TIT temperatura totale all'ingresso del primo rotore della turbina, K o oc u energia interna, J/kg u coefficiente globale di scambio termico, W/m 2 K 3 v volume specifico, m / k~ v portata volumetrica, m /s w potenza elettrica o meccanica, W w lavoro reale, J/kg W ;s lavoro ideale (isentropico), J/kg x frazione molare, kmol/kmoltotall y frazione massica, kg/kQtotali a rapporto tra aria e combustibile, in massa rapporto di compressione (Pex,c/p;n,c) 13 13LPC rapporto di compressione del compressore di bassa pressione A b

xiii


xiv

~HPT

y b.

b.Tap b.Tpp b.Tsc b.fl € €c €f

Il flr flu flis flp 'lp,., 'l ree

0 À ~

v ~

p
x w

rapporto di espansione della turbina di alta pressione rapporto dei calori specifici, Cp/Cv variazione di una generica grandezza temp.massima gas- temp.massima vapore (approach-point) temp .gas uscita evaporatore - temp.evaporazione (pinch-point) temp .evaporazione - temp.uscita economizzatore perdita di rendimento efficacia di uno scambiatore di calore efficacia del raffreddamento delle pale efficienza d'aletta rendimento rendimento per il primo principio rendimento per il secondo principio rendimento isoentropico rendimento politropico rendimento politropico di una macchina infinitamente grande rendimento di recupero di un ciclo bottoming = (y-1)/y conducibilità termica, W/mK, o rapporto di equivalenza (aria effettiva st echiometrica) in un processo di combustione v iscosità dinamica, Pa·s velocità, m/s coefficiente di perdita termica 3 densità, kg/m flusso termico, W/m 2 fattore di recupero termico di un ciclo bottoming velocità di rotazione, rad/s

ir

s i-: r. r.; ;:

r ·o_: ox r

re-. t

rr:

s: L

v

o l

aria

=<::=

rsc

::G:J

Pedici

c;-

G'. a amb av b bi c C ce cf d des diss e el eq ext f g h he hf

riferito all'aria aspirata dal compressore riferito alle condizioni ambientali disponibile riferito alla pala (parete esterna) riferito alla pala (parete interna) riferito al compressore ottenuto con un processo non cogenerativo all'estremità fredda di uno scambiatore riferito al flu ido freddo riferito al diffusore relativo alle condizioni nominali dissipato evaporazione elettrico all'equilibrio chimico esterno riferito al combustibile riferito al gas combusto riferito alla sorgente ca lda all'estremità calda di uno scambiatore riferito al fluido caldo


in is int max me min out ox r rev t th st u v w O

ingresso isentropico interno massimo meccanico equivalente minimo uscita riferito all'ossidante in una combustione riferito al refrig erante delle pale reversibile riferito alla turbina t ermico stechiometrico utile riferito al vapore riferito all'acqua riferito allo stato morto termodinamico (l5°C)

Acronimi cc CCR DLN EFCC ESP EGR FBC FGD

GT GV

HAT HP HRSG ICR

IGCC lP IRE ISTIG LP O&M

PFBC

SCR SH STIG RH usc VGV

ciclo combinato Capitai Charge Rate (vedi par.4.2.2) combustore "dry-low-NOx" cicli combinati a combustione esterna precipitatore elettrostatico ricircolazione dei gas combusti combustione a letto fluido desolfo razione dei gas combusti turbina a gas generatore di vapore humid air turbine (par.S.5.3) alta pressione generatore di vapore a recupero ciclo interrefrigerato e rigenerativo gassificazione integrata con ciclo combinato pressione intermedia indice di risparmio energetico (eq .6.4 e 6.6) intercooled STIG (par.5.5.1) bassa pressione operatività e manutenzione combustore a letto fluido pressurizzato riduzione catalitica selettiva surriscalda mento turbina a gas con iniezione di vapore risurriscaldamento centrali a vapore "ultra-supercritiche" variable guide vanes - pale del compressore a calettamento variabile

xv

1.1 Il

T l

Fig.l.l : ::i dell'imp a""tt

Perché ::;: oe a dia bz~c:.-oe

rigorosa- e

degli sec-.

1.1


Capitolo l

FONDAMENTI TERMODINAMICI DEL CICLO SEMPLICE Il presente capitolo affronta i concetti di base del ciclo delle turbine a gas, giungendo alla definizione del ciclo reale e dei parametri fondamentali che ne governano le prestazioni. La trattazione resterà volutamente svincolata dagli aspetti tecnologici e costruttivi delle macchine (affrontati ai Cap.2 e 3), ma si vedrà la decisiva influenza che le loro prestazioni esercitano sul ciclo termodinamico. Il contenuto del capitolo è quindi il primo passo su cui basare lo studio delle turbine a gas.

1.1 Il ciclo chiuso ideale I cicli delle turbine a gas hanno come riferimento concettuale il ciclo Brayton (o Jou/e) che è composto dalle seguenti trasformazioni di un gas (fig.1.1): (a) una compressione adiabatica ; (b) un riscaldamento a pressione costante; (c) un'espansione adiabatica; (d) una cessione di calore a pressione costante.

3

T

• c _ __

CICLO CHIUSO IDEALE

4

_

___

s

Fig.l.l: Ciclo chiuso ideale di turbina a gas nel piano T-s e schema concettuale dell'impianto atto a realizzar/o. Perché tale ciclo possa essere considerato ideale occorre che le trasformazion i adiabatiche siano anche isoentropiche (macchine ideali) e che le isobare siano rigorosa mente tali (ovvero il fluido non subisca perdite di pressione all'interno degli scambiatori che provvedono agli scambi termici con le sorgenti di calore tra

1.2


cui opera il ciclo). Per una schematizzazione semplificata ma didatticamente utile, possiamo introdurre l'ipotesi di "gas perfetto" cioè: il gas è ideale, cioè rispetta l'equazione p-v = R9 T e pertanto le proprietà termodinamiche u, h, Cp, y non dipendono dalla pressione; il gas non subisce trasformazioni di stato e di composizione; il gas ha un Cp costante, indipendente anche dalla temperatura. Queste condizioni sono realizzabili da un gas ideale monoatomico, ad esempio He o Ar, che evolva in un ciclo chiuso, cioè senza scambi di massa con l'ambiente esterno: la separazione fisica tra il fluido di lavoro e l'a mbiente è assicurata dalle pareti degli scambiatori di calore (fig.1.1). Analizziamo il rendimento del ciclo, definito come il rapporto tra la potenza meccanica utile prodotta e la potenza termica introdotta nel ciclo. Essendo la portata massica (G, kg/s) costante nel ciclo chiuso, il rendimento può essere espresso in termini di lavoro e di calore specifici (J/kg) . Allora, il rendimento del ciclo può essere facilmente calcolato come:

ry=J- qex= l - Cp(Tr TI) =]- TdT4 1Trl) q;,. Cp(Tr TJ) TdT3 1Trl) I termini T4/T1 e T3/T2 risultano uguali, sempre per gas perfetto a clo ideale, perché:

j3 = P 2 = P3 ; p, P4

j/; = jl = T 1

2

T,

=

T3 ; T 4 = T 3 T4 T1 T2

(1.1) Cp

costante e ci-

(1.2)

Si noti che le (1.1) e (1.2) sono valide solo se Cp e y sono costanti lungo t utte le trasformazioni e se la portata massica non varia all'interno del ciclo, ipotesi che può essere verificata solo in un ciclo chiuso. Nelle (1.1) e (1.2) è stato introdotto il rapporto di compressione 13 (definito, in generale, come rapporto tra la pressione massima e quella minima del ciclo - p2/p1), che è un parametro di fondamentale importanza nella classificazione e nell'ottimizzazione dei cicli a gas. La ( 1.1) ci insegna che il rendimento di un ciclo ideale chiuso a gas dipende unicamente dall'innalzamento di temperatura isoentropico fornito dal compressore: al suo aumentare aumenta la differenza tra la temperatura media di introduzione di calore nel ciclo e quella di cessione di calore all'ambiente, come è necessario nella pratica della conversione dell'energia termica in energia meccanica. Lo stesso innalzamento di temperatura può essere ottenuto mediante rapporti di compressione diversi, a seconda della natura del fluido, ovvero del rapporto dei calori specifici y: la fig.l.2 mostra che, a parità di (3, un gas monoatomico con y=S/3 ottiene un rendimento più elevato (in virtù del maggior T2/T1) rispetto a un gas biatomico, per esempio l'aria, o di un gas a molecola complessa (idrocarburi, fluidi refrigeranti) . E' importante notare che la {1.1) non dipende dalla temperatura massima del ciclo T3: il rendim ent o è pari a· quello di un ciclo di Carnot con temperatura superiore pari a T 2. Essendo T 2

Fig.1.2: Rendimento in funzione del rapporto di compressione di cicli chiusi ideali con gas perfetti aventi diversa com plessità moleco/are, e quindi diverso rapporto dei calori specifici.

1.3

Cicli ideali con gas perfetto

0.8

····· ··L--.,----,----.,.--,..-,-~

· · · ·

B c

Q)

E -o

Oltre al rendimento c è interessante considera- ~ re il lavoro specifico utile w (espresso in J/kg) prodotto dal ciclo: questi è la differenza tra il lavoro prodotto da Ila turbina e o E:...--'---'--'--'-...:.......:.--'-'-...:.._-----''--~~~~....._, quello assorbito dal com1 10 100 pressare, c1oe l'output Rapporto d i compressione, B meccanico del ciclo. Tale definizione vale, al solito, per un ciclo chiuso, mentre in generale il lavoro utile è convenzionalment e definito come potenza utile riferita alla portata massica aspirata dal compressore. Per un ciclo chiuso ideale, con fluido ideale, si ha:

w= 17 · q in = (l - j3 -e) cP ( T r T 2 ) = ( l - j3-e) Rg e T 1 (TJ T - J3 e)

(1. 3)

1

Nella (1.3) compare il rapporto T3/Tt: dato che Tt è sempre molto prossima alla temperatura dell'ambiente (salvo casi particolarissimi), la (1.3) evidenzia la dipendenza del lavoro specifico dalla temperatura massima T3, oltre che da f3 e dalle caratteristiche del fluido. La 800 , - : : :.: . :::::- :-:;::=::::::::;n (1.3) è rappresentata grafiCicli ideali, l 'l' camente nella fig.1.3 (gas 700 MM=29, con a Cp=cost. = Rg/0 e Tl=l5°C MM=29). Si noti anzitutto ------- ···---,Ol 600 che la funzione ha una ~ ......... fortissima dipendenza :;2 500 .......................-. da TJ, assente nella formu C1J 1200°C (una temperatura .....J 200 oggi ritenuta 'tranquilla' per la tecnologia delle turbine a gas) comporta il triplicarsi 100 (circa) del lavoro utile, cioè della potenza ottenuta a o1 10 100 pari portata, con le implicaRapporto di compressione, B zioni tecniche ed economiche che discuteremo in se- Fig.1.3: Lavoro specifico in funzione· del rapporto di guito. A riguardo di j3, è poi compressione di cicli chiusi ideali di turbina a gas, con importante notare che: gas perfetto biatomico con MM=29, a T1 di 15'C e con diversi valori della temperatura massima T3. ~

e

..


1.4

il lavoro utile (eq .1.3) si annulla sia per 13=1 (lavoro nullo sia di tu rbina che di compressore), che per ~ 0 =TJ/Tl, ovvero per T2=T3, condizione in cui il lavoro i~entr_opico_ delle d~e macchine è ug~a l e e l'output netto è zero; . 0 s1 ott1ene 11 mass1mo lavoro per ~ ={T3/T1) . (ann ullando la denvata della (1.3) rispetto a 13), cond izione per cui T2= T4= (T3Td.s (come si dimostra facilmente ricordando la (1.2)). La situazione può essere chiarita dalla fig .1.4, dove vediamo l'evoluzione dei cicli all 'aumentare di f3 a pari T3/T1, per tre situazioni significative:

il ciclo a ~=l (più un infinitesimo), per cui T2-+T1, T4-+T3: il lavoro di entrambe le macchine è infinitesimo, il calore introdotto è finito, il rendimento è nullo; il ciclo a 13 tale da ottenere il massimo lavoro specifico, per cui T2=T4: sia calore che lavoro sono finiti, il rendimento non è massimo; il ciclo a~ tale da ottenere il massimo rendimento (meno un infinitesimo), per cui T2-+TJ, T4-+T1: il lavoro utile è quindi infinitesimo, essendo i lavori com pressione ed espansione uguali a meno di un infinitesimo. I l ciclo produrrebbe una potenza finita solo con portata tendente a infinito. Tuttavia, essendo infinitesimo anche il calore entrante, il rendimento tende a quello di un ciclo di Carnet operante tra due sorgenti a temperatura costante, pari a T3 e T1: infatti il calore è introdotto e ceduto nel ciclo a gas a temperature infinitamente vicine rispettivamente a T3 e T1, ovvero in modo reversib ile come richiesto dal ciclo di Carnot. Ci siamo soffermati sul lavoro utile, perché è un parametro di grandissima importanza nelle turbine a gas, dove il lavoro della turbina e del compressore sono comunque dello stesso ordine di grandezza. Infatti, per una compressione o una espansione isentropiche, w = Jv.dp = Vmedio·Llp: essendo uguale il salto di pressione, la possibilità di creare lavoro utile è determinata dalla differenza di volume specifico medio (ai sensi del teorema della media) tra espansione e compressione, che, per un gas, deriva solo dalla differenza della temperatura 1 media assoluta . Ciò spiega intuitivamente la necessità di "allontanare" le due isentropi1

2

CICLI IDEALI

3

4

w=max

P-.::::>max TJ::::>max W::::> O

Fig.1.4: Cicli chiusi ideali nel piano T-s a tre rapporti di compressione: tendente all'unità, al valore di massimo lavoro, al valore di massimo rendimento.

Così non è per un ciclo a vapore, in cui la differenza del volume specifico tra l'espansione e la compressione è determinata anzitutto dalla differente fase in cu i si trova il f luido (rispettivamente vapore e liquido). Pertanto, il lavoro specifico è sempre ampiamente positivo nei cicli a vapore; anche con macchine inefficienti, essendo i l lavoro della pompa piccolo rispetto al lavoro della turbina. Il lavoro utile è quindi un parametro di sca rsa rilevanza nello stud io dei cicli a vapore.


1.5

che per poter ottenere lavoro, condizione critica (come vedremo) in una turbina a gas. In termini generali, vi è un importante ricaduta del concetto di lavoro utile sul piano economico: più elevato è il lavoro specifico, minore è la portata massica che dovremo utilizzare per sviluppare una certa potenza utile, minori saranno le dimensioni trasversali e quindi il costo delle macchine impiegate (turbina e compressore). Oppure, a parità di dimensioni e di costo delle macchine, un maggior lavoro specifico (ottenuto ad esempio con un incremento di T3) aumenta la potenza sviluppata, diminuendo il costo specifico (€/MW), elemento di enorme importanza dal punto di vista industriale. Pertanto, nell'ottimizzazione delle turbine a gas la condizione di massimo rendimento non è necessariamente l'obiettivo unico da perseguire, ma occorrerà tenere conto in qualche misura di considerazion i riguardanti il lavoro specifico . Ce ne rendiamo conto già parlando del ciclo ideale, per il quale non potremo considerare ottimale il ciclo a destra di fig.l.4, anche se ha il massimo rendimento : come abbiamo visto ragionando al limite, è un ciclo che non produce potenza se non con una portata infinita, a cui corrispondono dimensioni infinite e costi infiniti. Ritornando a considerazioni di carattere termodinamico, è utile analizzare il ciclo idea le anche dal punto di vista del secondo principio. L'analisi entropica dei cicli di potenza 2 alimentati da una sorgente di calore a temperatura costante ci insegna che:

_ W _ Wrev-Wd Tofhl r;- -Q Q = r;rev - - Q . in

(1.4)

m

ili

essendo W rev la potenza meccanica ottenibile con un processo reversibile e Wd la potenza persa a causa delle irreversibilità, che è pari a To·òS, con To temperatura dell'ambiente di riferimento e 65 la somma delle produzioni di entropia nelle varie tra sfor mazioni connesse al ciclo termodinamico. Nel ciclo ideale, essendo le turbomacchine reversibili, le perdite di pressione e termiche nulle, etc., esistono solo due irreversibilità: · la cessione di Qin dalla sorgente di calore al fluido di lavoro del ciclo; la cessione di Qex dal fl uido all'ambiente. Per ambiente si intende un serbatoio di capacità infinita allo stato termodinamico di riferimento po, To, condizione dalla quale non è possibile ricavare alcuna forma di energia utile. Per sorgente di calore si intende un serbatoio termico, sempre di capacità infinita, a temperatura costante pari (o eventualmente superiore) alla massima temperatura del ciclo, da cui è prelevato tutto il calore introdotto nel ciclo. Nel caso in discussione, con l'ipotesi di gas perfetto e supponendo che le temperature delle sorgenti coincidano con le temperature estreme del ciclo, si po'trònn~ st~\\I~W. \~ ~~~\l~\\t\ \~\ai.\cm\:

:re al

To=T1;

-no

r;,.v== l-~: ; q;,=cp(T3 -T 2 )

6S == /:;, Sfluido + /:;. Ssorge11te q _cp(Tx- Ty) 6, S sorgente= -

-

- -

T sorgente

(1.5)

T

sorgente

· ' l't' ell'appendice A2 "Analisi La metodologia dell'analisi _entrc~p~~a e tratt~t~ condge~:~~'~l~r~ il lettore che non abbia . entro ica dei sistemi termodmam1c1 , a cu1 s1 nman a . sufficiente familiarità con questo tipo di approccio, spesso 1mp1egato nel testo .

2


1.6

8

I òS nella (1.5, 2 riga) sono scritti per sorgenti di calore a temperatura costante e per una portata unitaria di fluido evolvente da una cond izione generica iniziale "y" a un finale "x". Si noti inoltre che tali relazioni vanno intese in senso algebrico: ad esempio, òS di una sorgente è negativo se da essa viene estratto calore, e viceversa; òS di un fluido è positivo se questi viene riscaldato, a pressione costante, da una temperatura iniziale Tv a una finale Tx, e viceversa . Positivo deve risultare il liS totale di una trasformazione (in accordo con il secondo principio). Applicando le relazioni della (1.5) al ciclo in esame (fig.l.l) lungo le trasformazioni 2-3 e 4-1 (isobare, per le quali ln(px/Pv)=O), si ottiene:

1117 . = Q,

=

1117 Q.,..

T1 [c In T 3 _ c P ( T r T 2)] = ~ In T 3 _ T 1 cp(Tr T2J P T2 T3 Tr T2 T2 T3

( 1.

T1 [c p(TrT I) -c ln T4 ] = Tr T 1-~ln T4 cp(Tr Tz) T1 P T 1 TrT2 Tr T 2 T1

6

)

(l. 7)

E' facile dimostrare che dalla (1.4), utilizzando le ( 1.6-1.7), si ottiene nuovamente il rendimento segnalato dalla (1.1):

T4-TJ)= J-TrTI =l-T 17 1 = 17re v _1117Q, - 117]Q., =J_TJ_(_TJ+ T T T T T T T 3

3

3-

2

3-

2

1

2

Le

(1.8)

Al di là del formalismo, è importante sottolineare che i cicli di t urbina a gas sono costituzionalmente affetti da questo "difetto termodinamico", cioè dagli scambi di calore a temperatura v ariabile: sono quindi intrinsecamente meno efficient i, come già segnalato, rispetto ad altri cicli operanti nello stesso campo di temperatura. Dalle considerazioni fatte, risulta quindi che, per ottenere rendimenti accet tabili senza trascura re la necessità di sviluppare un lavoro utile consistente, è necessario, anche a livello di ciclo ideale, agire su due fronti:

• aumentare il campo di temperature tra cui lavora il ciclo, i.e. ricorrere a tem perature massime elevate, per scavalcare il difetto termodinamico citato;

• ricorrere a rapporti di compressione elevati, sempre per ridurre tale difetto, ma nei limiti stabiliti dai risultati di fig.l.3 riguardo il lavoro utile.

1.2 Il ciclo aperto ideale I risultati del Cap.l. l sono stati ottenuti con l'ipotesi di idealità delle macchine e con un fluido evolvente in un ciclo chiuso, considerato gas ideale a Cp costante (gas perfetto). Per fare un passo avanti, si può rimuovere l'ipotesi di indipendenza del Cp dalla temperatura: infatti, ogni gas (con l'esclusione di quelli monoatomici), seppur ideale, presenta un aumento più che sensibile del calore specifico al crescere della temperatura. Come si potrà rilevare in appendice Al, l'aria, che può essere considerata a buona ragione un gas biatomico essendo composta al 99% da gas biatomici (N2 e 0 2), mostra una variazione del Cp di circa il 18% tra O e 1000°C, un campo di sicuro interesse per le turbine a gas. Tuttavia, si compie un passo ben più importante per avvicinarci alle ma cchine reali rimuovendo l' ipot~si di ciclo chiuso e riferendoci ai cicli aperti. Il ciclo aperto è realizzato con il macchinario schematizzato in fig.l.S, che, rispetto a fig.l.l, mostra le seguenti differenze :

•

1.7


Il fluido di lavoro del ciclo è necessariamente l'aria, aspirata dal compressore alla pressione e alla temperatura dell'ambiente. L'introduzione di calore nel ciclo avviene mediante un processo di combustione interna, per il quale l'aria , dopo la compressione, funge da comburente, oltre che da fluido di lavoro della prima parte del ciclo; i prodotti della combustione costituiscono il fluido di lavoro per la parte seguente del cicl o (l'espansione). La cessione di calore avviene semplicemente disperdendo i gas combusti nell'ambiente.

l

CICLO APERTO IDEALE

4 Le conseguenze di questo approccio modificano rad icalmente la struttura della macchina che lo realizza: Il ciclo aperto non ha scambiatori di calore : la riduzione di ingombri, di costi e di peso che ne consegue è enorme (si pensi alle dimensioni di una caldaia e di un condensato- Fig.l.S: Ciclo aperto ideale di turbina a re in un ciclo a vapore); la turbina gas nel piano T-se schema concettuale. a gas diviene qu indi una macchina leggera e compatta, adatta a scopi propulsivi oltre che a impieghi stazionari (le turbine a gas infatti sono state sviluppate anzitutto come propulsori aeronautici, in particolare per applicazioni militari, grazie anche al favorevole rapporto tra spinta propulsiva e peso). L'assenza degli scambiatori modifica in modo decisivo i v incoli esistenti sulle massime temperature operative, rimuovendo quelli imposti dall'integrità meccanica delle pareti fisiche degli scambiatori stessi. Infatti, in un ciclo chiuso, la temperatura massima del fluido operante nel ciclo non potrà mai superare quella dei materiali costituenti lo scambiatore che trasferisce il calore entrante nel ciclo. Al contrario, in un ciclo aperto le parti ad alta temperatura della macchina saranno limitate a certe zone del combustore e della turbina, che possono venire raffreddate con relativa semplicità: pertanto il ciclo aperto è costituzionalmente adatto ad operare a temperature massime molto più elevat e di qualsiasi ciclo chiuso. D'altra parte, i gas combusti investono direttamente la turbina: per evitare problemi di erosione e di corrosione alle palettature occorre che i gas siano "puliti", introducendo quindi severi limiti sul tipo di combustibile utilizzabile (si veda Cap.2.2); con un ciclo ch iuso è invece possibile utilizzare qualsiasi com bustibile, essendo i problemi di sporcamente e di corrosione limitati ad organi esterni al ciclo. Il concetto di ciclo aperto obbliga di fatto ad usare l'aria come fluido di lavoro, imponendo come pressione inferiore del ciclo la pressione ambiente; in un ci-

1.8


Tur.J -=a

cio chiuso è possibile impiegare qualsiasi gas a qualsiasi pressione: ciò in generale potrebbe consentire una migliore progettazione delle turbomacchine, in 3 relazione alle loro dimensioni assolute . Nonostante quanto segnalato negli ultimi due punti, i vanta ggi del ciclo aperto sono tali da avere completamente eliminato dal mercato qualsiasi applicazione a ciclo chiuso, dopo studi e impianti dimostrativi realizzati prevalentemente negli anni '50, che hanno fornito risu ltati non disprezzabili ma non hanno mostrato alcun punto di forza rispetto alla tecnologia del vapore. Attualmente si parla di cicli chiusi per applicazioni molto particolari (generazione elettrica in futuri veicoli spaziali, utilizzo con reattori nucleari a gas ad alta temperatura), comunque non disponibili sul mercato. Le analisi svolte nel seguito saranno quindi esclusivamente riferite a macchine a ciclo aperto, utilizzanti l'aria come fluido primario di lavoro. L'analisi termodinamica del ciclo aperto è più complessa di quella svolta nel Cap.l.l, pur mantenendo l'ipotesi di macchine ideali: infatti la trasformazione 2-3 (fig.1.5) è in realtà un processo di combustione che comporta una variazione della composizione chimica del fluido di lavoro, e quindi di tutte le sue variabili termodinamiche. Tale composizione è inoltre funzione del combustibile usator per cui le prestazioni di uno stesso ciclo (cioè con pari pressioni e temperature) variano a seconda del tipo di combustibile che ne permette la realizzazione. Occorrerà poi ricordare che la portata massica e il calore specifico del fluido che compie la 3-4 sono diversi da quelli dell'aria che compi e la 1-2, a causa dell'addizione della porta ta di combustibile e del conseguente cambio di composizione chimica. Pertanto, il calcolo pratico di un ciclo ideale aperto con fluido rea le (tenendo conto cioè del processo di combustione e della variazione del Cp con la temperatura e la composizione) è più impegnativo della semplice analisi svolta in 1.1, pur mantenendo valida l'ipotesi di gas ideale. A quest' ultimo riguardo, va detto che, parlando di aria e gas combusti, la schematizzazione del gas ideale è del tutto adeguata, perchè la temperatura ridotta è sempre molto superiore all'unità e nel campo di pressioni di interesse per la turbine a gas (indicativamente da l a 50 bar) non è presente alcun effetto di gas reale (scostamento dall'equazione v=R9 T/p) . Il calcolo energetico di un processo di combustione è trattato nell'appendice Al. L'infl uenza della "realtà" del gas sulle prestazioni di un ciclo ideale aperto è visualizzata nelle fig.1.6 e 1.7, rispettivamente per il rendimento e il lavoro specifico, confrontati con i risultati del ciclo ideale chiuso con gas ideale ( Cp= co st.) biatomico. I cicli aperti sono stati calcolati con aria e impiegando metano (CH4) come combustibile; il rendimento è riferito al potere calorifico inferiore (vedi A1.2). Si noti dalle figure che l'influenza della natura del gas è notevole: in particolare il lavoro specifico aumenta in modo importante, principalmente a causa di un maggior 4 Cp nell'espansione piuttosto che nella compressione (infatti Cp cresce con T) . Non variano tuttavia gli andamenti qualitativi delle curve: il rendimento è sempre ere3

Per esempio, in una macchina di grande potenza sarebbe possibile contenere le dimensioni trasversali del le macchine, a pari velocità di attraversamento, operando l'impianto a pressioni più elevate, a causa dell'aumento della densità del fluido. Viceversa, in piccole macchine l'uso di basse pressioni consentirebbe di evitare le perdite fluidodinamiche nelle turbomacchlne legate alle imprecisioni delle lavorazioni m eccaniche1 presenti qualora le dimensioni assolute risultino troppo ridotte. 4

Per maggiore precisione, bisogna ricordare che gli andamenti di fig.1.6 e 1.7 sono anche Influenzati dall'ipotesi che il m etano necessario alla combustione sia sempre disponibile alla stessa pressione massima del ciclo e alla temperatura T1. Ipotesi differenti comporterebbero va riazioni piccole ma non insensibili dei valori riportati nelle figure.

o

.w

c

C)

E -o

c

QJ

0::


1.9

scente con ~ e dipende in modo trascurabile da T3, il lavoro specifico presenta un. massimo in posizioni analoghe. o. 7 ,---,-~------,~...,....-,---,--,-~~---,--~-,-----,---,

CIS:LI:IDEALI O.G -------r-----i· --rrn·n-·---····· ·:··· 11

B c

0.5 ------gas

~

-- --~ ---- ---:- .... ;....

perfetto : ; : : ·

Q)

E

~-+! · ~· i-

Ol 600

.

0.4

•

•

•

•

t

l

•

•

•

'.

•

l

c

•

-

•

•

.

•

. ' : : ::

:

: :

•

l

o

. . . . . . . . . . . . - - - - - - ---.- - - - - · . .....

'

l

.

l

•

'

..

l '

;.

~

l

'

:

•

•

:

. . : : : : fluido reale :

i

o~

u

-----+·-;.. :--j-- ;- :-~-~---T3=1000°C

0.2

o. l

l

•

:

~ 0.3

'

· · · · · • • p • • • • ....... · · · -

-a

........ ....... ~ 500

• --. ~ - - -.

•

:

'+=

·u Q)

40o

0..

:

hi·' ~:~'t''~S !

·j----

IJ)

o ....

300

o > ~

'----'----''---'---'-~--'-'-~~-'-~-'----'--=-'

2

10

50

Rapporto di compressione, B

Fig.1.6: Rendimento di cicli ideali in funzione del rapporto di compressione, operanti con gas perfetto (ciclo chiuso) o con aria e combustione di metano (fluido reale, ciclo aperto).

10

50

Rapporto di compressione, B Fig.1.7: Lavoro specifico di cicli ideali in funzione del rapporto di compressione, operanti con gas perfetto (ciclo chiuso) o con aria e combustione di metano (fluido reale, ciclo aperto).

1.3 Cicli semplici reali Nei cicli finora considerati le uniche irreversibilità presenti erano relative ai processi di introduzione e di cessione del calore nel ciclo. L'utilizzo di macchine reali comporta numerosi ulteriori scostamenti dai processi ideali, a cui seguono inevitabilmente, alla luce della (1.4), delle perdite di rendimento. Riferendosi, come faremo sempre d'ora in poi, a cicli aperti, i processi dissipativi sono attribuibili a cause differenti:

l) la compressione e l'espansione non sono isoentropiche, ma sono effettuate tramite macchine reali, aventi un rendimento minore dell'unità; 2) le trasformazioni 2-3 e 4-1 non sono isobare, ma vi sono numerose perdite di pressione localizzate in diversi punti del ciclo: a. all'aspirazione del compressore (filtro e condotti dell'aria), b. nel combustore e nei condotti di adduzione alla turbina, c. a valle della turbina (camino, silenziatori, eventuali organi preposti al recupero di calore dai gas scaricati); 3) perdite termiche localizzate nelle varie parti calde della macchina; 4) perdite di energia chimica per incompleta ossidazione del combustibile (es: presenza di CO nei ga s combusti invece che COz); 5) perdite di massa (es : aria compressa dalle tenute); 6) processi irreversibili legati al raffreddamento delle parti ad alta temperatura; 7) perdite meccaniche: assorbimenti di potenza per ventilazione delle parti rotanti, per attriti sui cuscinetti 1 per la lubrificazioner per ausiliari, etc:; 8) perdite nella trasformazione da energia meccanica a energia elettrica.

1.10


La fig.l.8 rappresenta qualitativamente l'influenza delle voci di perdita da l a 6, chiamate "interne" al ciclo perché ne modificano la forma nel piano T-s. Le perdite 7 e 8 si possono invece considerare "esterne". In fig .1.8 si noti come sia la com pressione (1-2) che l'espansione (3 -4) avvengano ad entropia crescente, mentre le perdite di carico fanno sì che Pl*P4*Pamb e P2*P3·

linea effettiva di espansione imposta--....._ dal miscelamento con il raffreddante

perdite di massa T compressione non isentropica 2 :---\

2

is

~

çO

~<.e

espansione non isentropica

~ <.7>

scarico incombusti

aspirazione

s Fig.l.S: Ciclo aperto reàle di turbina a gas nel piano T-se indicazione delle principali ragioni di scostamento dal ciclo ideale. Più complesso è il problema del raffreddamento: vediamo di cosa si tratta, essendo peraltro chiaro il significato fisico delle altre voci di perdita. Nelle moderne turbine a gas si raggiungono (per motivi di prestazioni, come vedremo fra poco) temperature massime all'uscita del combustore (1100-1400°C) assai più elevate di quanto sia sopportato dai materiali metallici più sofisticati (al massimo 800+850°C). E' perciò necessario mantenere le pareti metalliche delle parti calde (soprattutto le pale della turbina) a un livello di t emperatura compatibile con la loro integrità fisica: è cioè necessario raffreddarle. Ciò si realizza utilizzando come refrigerante una quantità opportuna di aria prelevata dal compressore (fig.1.9), che, dopo aver lambito le pareti da raffreddare, viene miscelata con il flusso principale fluente nella turbina stessa. In una turbina raffreddata, l'espansione non è più adiabatica e il miscelamento con l'aria fredda può far sì che l'entropia specifica del flusso in espansione diminuisca (fig.l.8) ; il miscelamento tra flusso caldo e refrigerante è altamente irreversibile e come tale comporta delle perdite di rendimento (si rimanda al par.2.3.1 per una discussione più approfondita).

- ~-

Tab.'L

f)nati


1.11

a 6,

!!'"éite

com-

t:'e le

a:ta, ~-o~ e oco) te di

flussi di raffreddamento Fig.1.9: Concetto di base del raffreddamento a circuito aperto delle pale delle turbine a gas: l'aria prelevata dal compressore agisce come refrigerante nelle pale e viene poi scaricata nel flusso principale di gas combusti. La perdita l (rendimenti delle turbomacchine) è in genere la più importante t ra quelle che differenziano il ciclo reale da quello ideale: la discuteremo approfonditamente, poiché è tale da alterare completamente l'analisi del ciclo e indirizzare verso scelte di rapporto di compressione e temperatura massima assai diverse da quelle viste nell'analisi dei cicli ideali. Infatti, considerando i rendimenti adiabatici di tu rbina e compressore, si ha:

.

(1.9)

Poiché i lavori ideali (isentropici) sono, in un ciclo a gas, molto simili, si può facilmente comprendere come l'effetto peggiorativo dei rendimenti delle due macchine possa avere un'enorme influenza sul rendimento del ciclo. Per dare concretezza numerica alla (1.9), consideriamo i semplici esempi numerici riportati dalla Tab.l.l, che confronta dei cicli chiusi con gas perfetto, aventi ora macchine ideali, ora macchine con un rendimento isoentropico dell' 85% (un valore peraltro piuttosto elevato!), mostrandoci l'influenza del rendimento della turbina e del compressore, per due valori di () e due di T3, tra i quali sono comprese quasi tutte le macchine presenti sul mercato. T3=lOOOoC

r=c;.

te e -=.s·-

.

Wu = W t - Wc= Wis.t · 'flisr- W is.c / 'flisc

T3=1300°C

()=lO

()=30

()=lO

13=30

l~pa

Lavoro ideale compressore Lavoro ideale turbina

269.1 615.8

474.9 794.1

269.1 760.9

474.9 981.2

~ la

Lavoro utile, l']is(t,cJ= l Lavoro utile, l']is(t,cJ=0.85

346.7 206.9

391 .2 116.2

491.8 330 .2

506.3 275.3

Rendimento, flis(t,c)=l Rendimento, l']is(t,c)=0 .85

0.4821 0.2876

0.6216 0.2263

0.4821 0.3236

0 .62 16 0.3380

~ - er

e il r. ete è

lé:n -

Tab.1.1 : Influenza del rendimento isoentropico di turbina e compr:essore su rendimento e lavoro utile di cicli con gas perfetto biatomico, MM=29. Lavoro in kJjkg.


1.12

Dall'analisi dei risultati numerici, notiamo che: nel caso più sfavorevole, cioè 13=30, TJ=1000°C (laddove i lavori isoentropici di t urbina e compressore sono più simili), il rendimento è calato dal 62% a poco più del 20%, e questo, ripetiamo, con un re ndimento delle turbomacch ine ancora elevat o: un rendimento del 77.3% avrebbe annullato il lavoro utile e quindi il rendimento del ciclo! a TJ= lOOooc il ciclo con 13=10 diviene superiore, in termini di rJ, al ciclo con 13=30, al contrario di quanto accadeva col ciclo ideale: si può intuire che esisterà un j3 che dà il rendimento massimo, mentre l'analisi del ciclo ideale forniva una fun zione monotona crescente di 11 con 13; a TJ=l300°C, dove esiste un maggior margine tra il lavoro ideale della turbina e quello del compressore, l'effetto di llt e Ile è sempre rilevante ma meno marcato : a pari !3, il rendimento è superiore che nei casi con TJ= 1000°C. La temperatura massima del ciclo influenza quindi in modo importante il rendimento del ciclo, al contrario di quanto accadeva nel ciclo ideale. La fig.1.10 ci mostra invece, in termini più generali, i risultati di un'analisi parametrica sul rendimento e il lavoro specifico di cicli aperti in cui l'unico scostamento rispetto al ciclo ideale sono i rendimenti politropici della turbina e del compressore (ovvero le perdite da 2 a 8 sono ancora nulle), al variare di 13, di TJ e di fl p,t, flp,c. 0.7 0.6 0.5

o +.J c

Q)

0.4

E 'l:!

c 0.3 Q)

0:::

0.2 0.1 o

o

100

200

300

400

500

600

700

Lavoro specifico, kJ/kg Fig.1.10: Rendimento e lavoro specifico di cicli aperti, aventi come unico scostamento dal ciclo ideale il rendimento politropico della turbina e del compressore (posti a 0.8, 0.9 e 1). Sono stati considerati diversi rapporti di compressione (da 4 a 40) per due valori di temperatura massima h Al contrario di Tab .1.1 (di ca rattere puramente esplicativo), è stato ora utilizzato il rendimento politropico, come è corretto fare nell'analisi generalizzata dei


1.13

cicli termodinamici (i motivi di ciò sono ricordati nell'ap pendice A3, che richiama i concetti relativi alle trasformazioni politropiche). I risultat i differiscono numericamente da quelli di Tab.l.l, oltre che per il concetto di rendimento utilizzato, perché il ciclo è aperto e utilizza aria come comburente e metano come combustibile; il re ndimento è riferito al potere calorifico inferiore. La fig.l.lO usa una impostazione grafica diffusa nell'analisi delle turbine a gas: i punti su una stessa linea rappresentano cicli con le stesse caratteristiche (o ipotesi di ca lcolo) a diversi rapporti di compressione. I valori considerati in figura coprono la dispersione presente nella pratica (13 da 4 a 40, temperature massime da 1000 a 1300°C, rendimenti delle macchine da 0.8 a 0.9 - il caso a TJ=1 è riportato per riferimento). Discutiamo i ri sultati: per rendimenti tendenti all'unità, T3 diventa ininfluente su rJ ma aumenta il lavoro, mentre rJ è sempre crescente con 13, come noto dal ciclo ideale; a "bassi" rendimenti (ricordiamo che un rendimento politropico di 0.8 è basso per le turbine a gas, ma può essere ritenuto molto buono per compressori industriali di media-piccola taglia, per turbine a vapore anche di diverse decine di MW, etc.), i rendimenti del ciclo calano enormemente, il rapporto di compressione ottimo per il rendimento è piuttosto contenuto (12 a TJ=1000°C, valore oltre il quale calano il rendimento e il lavoro e aumenta la complessità della macchina) e l'influenza di TJ è notevole sul rendimento; a T]p=0.9 (un valore diffuso nelle migliori turbine a gas di grande potenza) è interessante lo scostamento tra il 13 ottimo per il rendimento (che tende a valori molto alti, da 30 in su, a seconda di T3) e quello ottimo per il lavoro specifico (che si posiziona t ra 16 e 22), lasciando un importante grado di libertà ai progettisti (massimo TJ: minimi costi di combustibile, massimo w: minimi costi di impianto). Si può senz'altro affermare che il rendimento delle turbomacchine gioca un ruolo determinante nello scollamento tra cicli ideali e reali, non solo perchè abbassa i valori numerici del rendimento del ciclo, ma anche perchè condiziona la determinazione dei suoi parametri ottimali (soprattutto del rapporto di compressione). Le altre perdite elencate all'inizio di questo paragrafo giocano un ruolo più faci lmente analizzabile (ad esclusione di quelle di raffreddamento), in quanto aggiungono dei fattori peggiorativi che in prima analisi possono essere riten uti sostanzialmente indipendenti dalle caratteristiche del ciclo (13 e TJ). Discutiamole brevemente, rima ndando all'analisi completa del Cap.3:

• •

perdite di pressione: sono solitamente contenute a 1-3 percento in termini di !J.p/p; la loro riduzione comporta sezioni di passaggio del fluido sufficientemente ampie da contenere la velocità di attraversamento; la loro influenza non è però trascurabile, nè in termini di rendimento nè di potenza; le perdite termiche sono in genere inferiori a o.s-~ 1 % della potenza termica sviluppata dalla combustione e sono limitate da un sufficiente isolamento delle parti calde; le perdite per incompleta combustione sono trascurabili nelle turbine a gas, dove vi è un largo eccesso d'aria; anche le perdite di massa (soprattutto trafilamenti dalle tenute del compressore) sono solitamente trascurabili; le perdite meccaniche, elettriche e per ausiliari sono in genere responsabili dell'assorbimento di qualche percento (indicativamente dal 2 all'8%) della

1.14


potenza netta prodotta; dipendono dalle soluzioni costruttive adottate per i componenti meccanici ed elettrici e non sono correlate alle caratteristiche del ciclo termodinamico. Diverso è il problema delle perdite per raffreddamento delle palettature, che impone innanzitutto dei limiti superiori alla temperatura massima del ciclo, e presenta inoltre un peso quantitativo crescente con T3: come è logico aspettarsi, più sale T3, più grandi saranno le portate di raffreddamento e le perdite ad esse connesse. Ciò influenzerà in maniera determinante le considerazioni sulla scelta dei valori ottimali di T3: prima di affrontare l'analisi termodinamica completa dei cicli reali è però bene approfondire la conoscenza concreta del macchinario che costituisce le turbine a gas, come faremo nel prossimo capitolo.

• •

•


2.1

Capitolo 2

I COMPONENTI DELLE TURBINE A GAS

La turbina a gas è composta da tre macchine fondamentali: il compressore, combust ore e l'espansore. Nella attuale pratica industriale, non esistono di fatto eccezioni a tale affermazione: da un lato i cicli chiusi non hanno mai trovato applicazioni significative in campo industriale e propulsivo, dall'altro i tre componenti in oggetto sono comunque il cuore dell'impianto anche laddove, negli impianti stazionari, siano presenti altre macchine (scambiatori di calore o macchine a vapore) .

11

atte a migliorarne le prestazioni. Compressore, combustore ed espansore sono

ancora gli elementi chiave nei motori aeronautici, se escludiamo gli elementi propulsivi veri e propri (ugello, fan, elica) e il post-combustore dove presente. I t re componenti fondamentali, che saranno descritti con i necessari approfondimenti in questo capitolo, sono chiaramente visibili nella vista di insieme di una classica macchina industriale monoalbero, riportata in fig.2.1.

Fig.2.1: Vista in sezione di una turbina a gas industriale (GE 9F): 1 giunto alternatore, 2 ingresso aria, 3 cuscinetto, 4 compressore, 11 combustore, 13 ugelli combustibile, 14 camera di combustione, 13 transition piece, 16,17,18 turbina, 19-20 diffusore. Fonte: GE.

e

A questo proposito, è bene sottolineare che la turbina a gas nata ed è stata sviluppata proprio per la propulsione aeronautica (prima nel settore militare e poi in quello civile), e come tale è stata oggetto, dagli anni 40 ad oggi, di sforzi di

2.2


ricerca e sviluppo del tutto inusitati nel settore industriale. A ciò hanno contribuito i grossi finanziamenti specifici per la difesa e gli armamenti operati soprattutto dagli Stati Uniti (ma anche dai Paesi europei - Gran Bretagna in testa) a partire dai primi periodi della 'guerra fredda', quando i motivi di supremazia aerea imponevano di disporre di propulsori adatti a velivoli militari molto più veloci e con maggior spinta rispetto a quelli con motore alternativo ed elica, protagonisti della seconda guerra mondiale. Le ricadute nel settore dell'aviazione civile sono seguite in tempi piuttosto brevi, con ulteriori attività di ricerca e sviluppo spinte dagli elevati standard di qualità, affidabilità e prestazioni richiesti dal settore. Se escludiamo i piccoli aerei da turismo, la propulsione aeronautica è oggi appannaggio esclusivo delle turbine a gas. Le applicazioni industriali - principalmente la generazione di elettricità, ma anche il trascinamento di macchine operatrici (noto come 'mechanical drive') - e gli 1 altri scopi propulsivi - motori marini - hanno pesantemente usufruito delle ricadute scientifiche e tecnologiche delle applicazioni aeronautiche, anche nei casi in cui le macchine industriali non sono strettamente derivate da quelle aeronautiche. Da non molti anni (indicativamente dagli inizi anni '90) il mercato delle turbine industriali ha raggiunto e superato quello dei propulsori aeronautici, giustificando lo sviluppo di tecnologie avanzate, espressamente maturate per le macchine stazionarie anche in relazione alle problem atiche di impatto ambientale (meno sentite in altri settori). Lo studio e lo sviluppo di componenti efficienti ed avanzati è infatti di particolare importanza per le turbine a gas. Ad esempio, la realizzazione di turbomacchine di altissimo rendimento non è solo importante di per sè (Cap. l), ma anche perché consente il ricorso a più elevati rapporti di compressione. L'aument o della temperatura massima del ciclo è possibile solo con tecnologie e materiali estremamente sofisticati. La riduzione delle emissioni passa attraverso la realizzazione di combustori specializzati . Si può ben dire che la qualità di una turbina a gas risiede quindi nel livello tecnologico dei suoi tre componenti di base, diversamente per esempio da una centrale a vapore dove elementi "quantitativi" (numero di surriscaldamenti e di spillamenti rigenerativi, valori assoluti delle pressioni massime e minime, sezioni di scarico della turbine, etc.) hanno un ruolo preponderante.

2 . 1 Compressore Il compressore di una turbina a gas è sempre trascinato direttamente dall'espansore, mediante collegamento meccanico (uno o più alberi). Si tratta quasi sempre di un compressore assiale (fig.2.2): le eccezioni sono limitate a macchine di piccola potenza (fino a 1-2 MWe, ivi incluse le microturbine a gas, di cui parlereNonostante un susseguirsi di studi e progetti dimostrativi, le turbine a gas non hanno ad oggi registrato successi significativi nella trazione terrestre, t ra nne che come motori per i più grossi e moderni carri armati. Nel settore delle piccole potenze (fino a 300-400 kW utilizzati per il trasporto su ruota), i motori alternativi, oltre a costituire una tecnologia consolidata da ormai un secolo, offrono consumi specifici, economicità, flessibilità e affidabilità tali da non rendere attraente una sostituzione totale della tecnologia imperante. D'altra parte, un futuro sviluppo di veicoli a bassissime emissioni, basati su motori ibridi elettrici-termici, sembra ad oggi (2005) privilegiare la tecnologia delle fuel-cells, certamente superiori in termini di rendimento e di emissione, anche se ancora lontane da una fase industriale a costi compatibili con il mercato automobilistico. Diversa è la situazione nella propulsione navale: seppur largamente dominata dai motori alternativi, le turbine a gas vedono applicazion i significative nel settore militare e per scafi ad alta velocità, laddove siano richieste potenze importanti (indicativamente 5-50 MW).

--~

-=·

~531

=:;'ili ~-::::~


2.3

mo al cap.6) che, per motivi di carattere prevalentemente economico, impiegano uno o due stadi di compressore centrifugo (fig.2.3), o talvolta uno stadio centrifugo a seguito di un certo numero di stadi assiali. La convenienza degl i stadi centrifughi è evidente se si pensa che questi sviluppano rapporti di compressione pari a 4+6 e anche più (lavori isoentropici dell'ordine di 150-200 kJ/kg) nelle tipologie molto caricate che si usano nelle turbine a gas, quando uno stadio assiale può fornire f3 dell'ordine di 1.1+1.3 o meglio lavori dell'ordine dei 20-25 kJ/kg. I limiti nell'utilizzo di stadi centrifughi risiedono come ben noto nel loro rendimento, inferiore (indicativamente di 5+10 punti percentuali) rispetto agli assiali, e nella loro limitata capacità di elaborare grandi portate volumetriche.

Fig.2.2: Vista del rotore di una grande turbina a gas industriale da/lato del compressore assiale, sullo sfondo la turbina (fonte: GE).

ca!l'eouasi

Fig.2.3 : Compressore centrifugo bistadio di una piccola turbina a gas. A destra è visibile la turbina assiale a tre stadi che lo trascina (fonte : Dresser Power).

2.4


Quindi la tipologia prevalente è quella del compressore assiale: è giusto anzi dire che i compressori assiali sono stati sviluppati e perfezionati proprio per le turbine a gas (le applicazioni di processo sono piuttosto rare). I rapporti di compressione delle turbine a gas sono tali da richiedere un numero di stadi che varia da 10 a 20 (generalmente 14+17). Trattandosi di macchine molto caricate aerodinamicamente, con molti stadi limite del transonici, la curva caratteristiQ) pompaggio \ c linee a pari ca (fig.2.4) è sempre pratica.Q •( rendimento mente verticale, cioè a portata Vl Vl \ volumetrica costante. E' tuttaQ) \. '-via molto diffusa l'adozione di 0. " --E palettature statoriche ad angoo u lo di calettamento variabile, in _.. '-linee a pari modo da consentire una signifio (ù cativa variazione della portata -eo d'aria a numero di giri costante Q. (fig.2.4) ai fini della regolazione o. ro di potenza, nel rispetto della a:: problematica dello stalla e del pompaggio ("surge"). Le macchine cosiddette G 1 · 'I'(R!Tl) "heavy-duty" o "industriali" Portata ridotta, (cioè progettate appositamente Fig.2.4: Esempio di curva caratteristica di un per l'impiego stazionario e non compressore assiale con palettature statoriche a derivate da unità aeronautiche) hanno tutti gli stadi disposti su calettamento variabile. un unico albero . Le velocità di rotazione vanno da 3000 a 20+30,000 RPM, a seconda della taglia della macchina: per piccole unità, le dimensioni ridotte imporranno una elevata velocità di rotazione per disporre di velocità periferiche e quindi salti entalpici adeguati (vedi a seguito). La velocità angolare di 3000 RPM, che consente un accoppiamento diretto all'alternatore in una rete elettrica a 50 Hz, è possibile solo per macchine molto grandi, con potenze da 50+60 MWe1 in su. E' infatti interessante notare come, nella pratica delle turbine a gas, non sia possibile giungere a compromessi sulla velocità di rotazione, come succede invece spesso per le turbine a vapore, al fine di facilitare l'accoppiamento con la macch ina elettrica: la penalizzazlone di rendimento di turbina e compressore derivante dalla scelta di una velocità di rotazione non ottimale per il progetto fluidodinamico delle turbomacchine, comporterebbe una perdita di prestazioni (rendimento e potenza) inaccettabile nelle turbine a gas. La velocità di 3000 RPM (3600 per il mercato dei 60 Hz) stabilisce oggi la taglia massima delle turbine a gas: i limiti di resistenza meccanica delle pale del co mpressore impongono infatti una massima velocità periferica (oggi di 400-450 m/s all'apice), quindi un diametro massimo, quindi una massima sezione frontale, quindi una massima portata d'aria (circa 670 kg/s per i 50 Hz e 450 per i 60Hz) da cui le massime potenze, che risultano, allo stato attuale dell'arte 2, di 260+280 MWe1 per i 50 Hz e di 160+170 MWe1 per i 60Hz. La progettazione del compressore è uno dei passi più impegnativi e dispendiosi nello sviluppo di una turbina a gas. La problematica fluidod inamica è di gran2

I valor i citati sono relativi a macchine ampiamente collaudate (con tecnologia " F" , riportando una termino logia diffusa tra i costruttori). Valori significativamente superiori sono otte nuti dalle recentissime macchine di t ecno logia " G" e "H". Maggiori dettagli al cap.3.

ce - :.a:::J!

=cr:-: :t!i ~ -l

::.:a

mmbinati

! ç "usto anzi , :::er le turli compresvc;ia da 10 ate aerodir.otti stadi t2-atteristire praticaè a portata ~tuttaICozione di e cd angorc..:abi!e, in Lt-.a signifi.a portata ir costante reçolazione )ÈÌO della ta- o e del

=·

cosiddette -:ustriali" os~me nte

IC"io e non n~autiche )

c.sposti su \oE..OCità di r-acch ina: i --otazione a seguito) . te zll'altergrandi, e: 2 pratica t2 òi rota'::iare l' aci :urbina e r2 e per il c· ;:>rest a.J

;ce oggi la

e :>aie del

i L()Q-450

e .,_ont ale,

63Hz) da - 280 MWet

e éispene c: gran-

=-, ripor-

e.-':;ri sono .. C2p.3.


2.5

dissima complessità ed è oggetto di studi teorici e sperimentali di enorme impegno, così come la progettazione meccanica . l costruttori affrontano una progettazione ex-nova molto raramente: nella maggior parte dei casi si assiste ad evoluzioni e perfezionamenti di macchine o di gruppi di stadi già esistenti. Il compressore è una m acchina costituziona lmente molto rigida, ovvero per nulla adatta ad operare in condizioni variabili in termini di portata e di rapporto di compressione: pensiamo ai problemi di stalla su macchine a 15-20 stadi. Questo è il motivo principale per cui nel mondo delle turbine a gas non è pensabile una costruzione su specifica del cliente, come invece avviene comunemente per le turbine a vapore : ogni costruttore ha un certo numero di modelli disponibili sui quali non viene accettata nessuna variante imposta dalla singola installazione.

2.1.1 Le perdite nei compressori Dal punto di vista della termodinamica del ciclo, il compressore è luogo di importanti perdite di rend imento. Va anzitutto operata una distinzione tra le cosiddette perdite "interne" e quelle "esterne". Le prime sono quelle relative alla tra sformazione termodinamica e modificano lo stato del fluido evolvente: sono correttamente esprimibili attraverso il rendimento politropico della macchina (App.A3). Le seconde sono responsabili di assorbimenti di potenza meccanica, ma l'effetto dissipativo non è raccolto dal fluido di lavoro del ciclo : sono dovute a diverse cause quali gli attriti meccanici, le perdite di calore e di massa verso l'esterno. Le perdite fluidodinamiche (''interne") sono causate principalmente dai seguenti fenomeni (con riferimento ai compressori assiali): Perdite di profilo e di incidenza, causate dal passaggio del fluido sulle palettature, sia mobili che fisse, per effetto del loro coefficiente di resistenza: dipendono dalla sagomatura del profilo della paletta, dal suo spessore, dall'angolo di deflessione (variazione di direzione impressa al flusso), dall'angolo di incidenza del flusso sul bordo d'ingresso della pala, dal rapporto passo/corda del canale interpalare (solidity), nonchè dal numero di Mach del flusso . Perdite legate ai flussi secondari, cioè i moti vorticosi del fluido in direzione radiale, indotti dalla presenza dei bordi (pareti fisiche all'apice e alla base della pala) : la loro previsione è di grande difficoltà teorica e sono più elevate in pale a basso aspect-ratio (rapporto tra altezza della pala e corda del profilo). Perdite legate allo sviluppo dello strato limite sui bordi esterni del compressore (cassa e mozzo): è un fenomeno di particolare importanza nei compressori - contrariamente alle turbine - a causa della decelerazione del flusso principale nel canale interpalare, che consente un aumento dello spessore del flusso a bassa velocità a contatto con le estremità . Perdite di trafilamento, causate dai giochi esistenti tra la parte rotante e quella fissa (tipicamente all'apice delle palette retoriche) : lì si verifica un ritorno del flusso già compresso verso zone a bassa pressione. Le perdite secondarie, di estremità e di trafilamento sono più importanti, come ben si può intuire, in pale con sviluppo radiale piccolo rispetto alle altre dimensioni. Pertanto il rapporto altezza di pala l diametro deve restare entro valori vicini a quelli ottimali: d'altro canto, un'eccessiva altezza di pala comporterebbe una variazione dei triangoli delle velocità tra base e apice, allontanandosi ancora dalla configurazione ottimale . Quest'ultima può essere ottenuta, per una data portata volu metrica e un dato salto entalpico dello stadio, scegliendo opportunamente la velocità di

2.6


rotazione/ ossia progettando lo stadio a numero di giri caratteristico (Ns) attimale. Si ricorda che Ns è definito come:

Ns =

JV::

(ù.

~

(2.1)

314

his

Naturalmente, in una macchina pluristadio a un solo albero, scegliere oo t ale da mantenere Ns ottimo è possibile, a rigore, per un solo stadio, a causa della varia3 zione della portata vol umetrica durante la compressione • Si dovrà quindi ricercare oo tale da ottenere il migliore compromesso tra il primo e l'ultimo stadio, che si troveranno inevitabilmente a Ns rispettivamente maggiore e inferiore di quello ottimo (ciò succede peraltro in modo assai più accentuato nelle turbine a vapore 1 dove la variazione di portata volumetrica è ben più elevata/ visti gli enormi salti di pressione). Una soluzione molto bri llante a questo problema è disporre il compresso re (nonchè la turbina che lo trascina) su due o tre alberi1 in rotazione a velocità differenti (fig.2 .5). Y'ARIABlE INLET GUIDE VANES FIYE STAOE LO W PRESSURE A XIAL COMPRESSOA

COMPRESSO A DIAMETER: 6 7 ·

TURBINE LENGTH ; 180•

TWO STAGE H IGH PR! SSU RE T URBINE

Fig.2.5: Turbina a gas bia/bero di derivazione aeronautica (GE LM60001 fonte:GE). Gli stadi di bassa pressione/ che hanno maggior portata volumetrica (V) 1 hanno oo più basse, mentre 1 avanzando nella compressione/ al diminuire di V corrispondono oo più elevate, mantenendo così il numero di giri caratteristico di tutti gli stadi in un intorno ristretto del valore ottimale. Ognuno di questi alberi è t rasci nat o da uno o pi ù stadi di turbina, per la quale valgono le stesse identiche considerazioni. Questa soluzione è piuttosto comune nelle macchine direttamente derivate dai grandi motori aeronautici (turbine "aero-derivative" - vedi Cap.3 .3) 1 caratterizzate da alt i rapporti di compressione. Nell'unità riportata in fig.2.5 la turbina di bassa pressione trascina il compressore di bassa pressione, nonché l'utilizzat ore meccanico, a 3600 3 Teoricamente si potreb be mantenere costante Ns, a pari ro, d iminuendo llh,s parallelamente alla diminuzione di portata volumetrica: t uttavia ciò comporterebbe una drastica riduzione del salto entalpico per stadio e quindi u n aumento del numero di stad i, inaccettabile dal punto di vista economico.


2.7

RPM, m entre la turbina e il compressore di alta pressione sono in equilibrio meccanico, a numero di giri libero (circa 9000 RPM). Questa sofisticata soluzione è impiegata in macchine ad alto rapporto di compressione, dove evidentemente la varia zione di portata volumetrica tra primo e ultimo stadio (sia per turbina che per compressore) è più elevata; non è però ad oggi impiegata nelle unità industriali, con ~più contenuti. Si è prima visto come la generazione delle perdite sia essenzialmente legata agli sforzi viscosi esercitati dal fluido sulle pareti fisiche della macchina (palette, cassa, mozzo): in una macchina più piccola, in dimensioni assolute, le forze viscose saranno perciò più importanti rispetto a quelle di inerzia, essendo questa caratterizzata da superfici di contatto più estese rispetto al volume di fluido trattato. Ciò comporta inevitabilmente un m inor rend imento delle macchine di piccole dimensioni assolute, risultato a cui concorre la mancata similitudine geomet rica di molti parametri dimensionali, quali la rugosità superficiale, i giochi radiali , etc., che non possono, per motivi tecnologici evidenti, diminuire proporzionalmente a dimensioni assolute quali il diametro. Per porre il problema in termini generali e correlabili al la teoria della similitudine, si può utilizzare un "size parameter" (SP), definito come:

SP=

rv;:

llh/14

(2.2)

IS

che ha la dimensione di una lunghezza [m] ed è il denominatore del diametro caratteristico (Ds == D/SP, dove D è il diametro medio della macchina). Su base statistica, il rendimento dei compressori assiali (come peraltro di ogni altra classe di t urbomacchine) è correlabile ai parametri Ns e Ds ( Ns e SP). Particolarmente semplice, e come tale adatta ad analisi termodin amiche di cicli, è la correlazione proposta nella figura 2.6, valida per stadi progettati a Ns in un intorno relativamente esteso (±30%) dell'ottimo. l

o

Turbina

u

Q.

ol-.

.j.J

~0.9 Q.

o

.j.J

c

Turbina

Q)

E

-go.a Q)

............. .... ····~J~~;~:Jor~(s~adi ;raffT~~dati!..... ~ .

cr::

.

.____ .

0.7~--~~~~~----~~~~:~~u·~:

0 .05

0.1

0.2

0.5

l

~:~

Fig.2.6: Rendimento politropico medio di stadi di compressore e di turbina assiali in funzione del parametro SP (eq.2.2) a numero di giri caratteristico non lontano dai valori ottima/i.

2

SP (Size Parameter), m Il rendimento politropico dei compressori assiali è comunque molto elevato, pur tenuto conto dei vari effetti di perdita citati. Valori superiori al 90% sono ormai ottenuti dai compressori delle grandi turbine a gas da 100 MW in su (con rapporti di compressione di 15+18) e dai modelli aero-derivative più importanti con 13 attor-

2.8


no a 30. Modelli più datati e di potenze intermedie mostrano rendimenti stimabili attorno a 84-87%, mentre solo le unità da pochi MW scendono attorno al 80-82% (valori indicativi). Le perdite esterne sono causate dai seguenti fattori:

•

•

perdite organiche (potenza assorbita dai cuscinetti, per la lubrificazione, etc.): indicativamente inferiori allo 0.5% della potenza richiesta dal compressore; perdite di massa (trafilamenti di aria compressa verso l'esterno, specie lungo l'ass.e ): inferiori all' l% dell'aria trattata; perdite di calore verso l'esterno: generalmente trascurabili.

Una perdita importante ha sede nel filtro di aspirazione e nei canali di adduzione dell'aria alla bocca del compressore: è nelle installazioni una perdita di carico di 1 kPa rispetto alla pressione ambiente. La filtrazione dell'aria è di grande importanza sia per evitare effetti di erosione delle pale (se non dann i catastrofici a seguito di ingresso di corpi di una certa massa!) sia per diminuire lo sporcamento ("fouling") delle pale del compressore, che comporta un deterioramento importante delle prestazioni della turbina a gas e rende necessari periodici a lavaggi del compressore.

2.2 Combustore I l compito del combustore è provvedere all'innalzamento di temperatura del ciclo (2~3} mediante il calore liberato dalle reazioni di ossidazione del combustibile. Essendo la T3 limitata dalla resistenza dei materiali a valori oggi non superiori ai 1250-1400°C, la quantità di combustibile necessaria è notevolmente inferiore a quella corrispondente ad una combustione stechiometrica dell'aria uscente dal compressore . Per esempio, supponendo l'aria in uscita dal compressore a 400°C e metano come combust ibile, la combustione ideale stechiometrica porterebbe i gas combusti a una temperatura di circa 2430°C, ben al di là dell'attuale tecnologia delle turbine a gas. Il raggiungimento di una temperatura di 1300°C (rappresentativa di moderne unità industriali) richied e invece 45 kg di aria per un kg di metano, contro un rapporto stechiometrico di 17.235. Nelle turbine a gas infatti il rapporto di equivalenza (quantità di aria effettiva rispetto a quella stechiometrica) ris ulta essere compreso tra 2.5 e 3.5, sia per gas naturale che per combustibili liquidi, in relazione all'aumento di temperatura richiesto nel combustore. Conseguentemente, il tenore di ossigeno presente nei gas combusti è ancora assai elevato (mediamente il 13-15% in volume) ed è possibile utilizzarli come comburente in ulteriori processi di combustione. Mantenere la combustione in presenza di grandissimi eccessi di aria può di fatto risultare problematico, se non impossibile: esiste infatti un limite inferiore di infiammabilità di una miscela aria/combustibile, che si definisce come la concentrazione di combustibile al di sotto della quale la fiamma non riesce a mantenersi e a propagarsi correttamente. Tale limite viene misurato con una procedura standard ed è variabile, oltre che con il tipo di combustibile, con la temperatura dei reagenti. Per il metano, il limite inferiore di infiammabilità corrisponde a circa un 5% in volume (cioè una miscela aria/metano non è infiammabile se il metano è . presente in misura inferiore al 5% del volume totale). Tale limite espresso in termini massici corrisponde a circa il 2.8%: seguendo l'esempio di prima, con l kg di metano per 45 di aria, cioè il 2.2%, si ottiene una miscela non infiammabile! Ciò condiziona il disegno di un combustore di turbina a gas (fig.2.7) : occorre creare una ca mera di combustione (detta "zona primaria") dove affluisce solo

2.9


una parte dell'aria comb urente, in modo da realizzarvi un corretto rapporto aria/combustibile, non lontano da quello stechiometrico. Si otterrà così una fiamma stabile, largamente al di sopra del limit e di infiammabilità anche nel funzionamento a carico parziale. La rimanente portata di aria verrà man mano aggiunta nella "zona secondaria" (dove completa l'ossidazione del combustibile a seguito della combustione primaria piuttosto ricca) e quindi nella "zona di diluizione", dove l'aria viene aggiunta per ottenere i gas combusti alla temperatura desiderata per iniziare l'espansione in turbina. Tutto ciò è realizzato da un "liner" (fig.2. 7), ovvero un cilindro forato, che contiene dapprima la fiamma e permette quindi il passaggio dell'aria di diluizione attraverso i suoi fori. Il liner è raffreddato dal flusso di aria di diluzione al suo esterno, contenendo i gas ad alta temperatura: ha quindi anche l'importante funzione di isolare termicamente la zona di fiamma dalle pareti esterne del combustore, le quali sono a contatto solo con l'aria di diluizione a temperatura moderata. I l liner è dunque sottoposto ad intense sollecitazioni termiche, trovandosi a contatto con la fiamma: essendo realizzato in materiale metallico, necessit a di un'azione raffreddante estremamente vigorosa da parte dell'aria di diluizione. La sua superficie è caratterizzata da fori e canalìzzazioni che hanno lo scopo di innalzare lo scambio convettivo e di creare fi lm e getti di aria fresca tale da mantenere la parete metal lica a temperature sopportabili dal materiale.

COMBUSTIBI LE

ZONA PRIMARIA

ZONA SECONDARIA

LINER DAL COMPRESSORE

ZONA DI DILUIZIONE

ALLA _,.-- -+--- - - - - ! TURBINA

-· -

DIFFUSORE

UGELLI DELL'ARIA PRIMARIA

CANALI DI RAFFREDDA MENTO

FORI DI DILUIZIONE

Fig.2.7: Schema funzionale, in sezione, di un combustore di turbina a gas. Il concetto di funzionamento è esteso a tutte le disposizioni illustrate in fig.2.8.

Nelle attuali turbine a gas, esistono tre tipi fondamentali di combustori (fig.2.8), differenti come sistemazione geometrica, ma tutti riconducibili al principio di funzionamento sopra espost o:

Combustore anulare : il liner costituisce un "anello" che collega direttamente l'uscita del compressore con l'ingresso della turbina, in linea con l'albero. E' la geometria più compatta e con minime perdite di carico, per cui è adottata soprattutto dai motori aeronautici (è anulare il combustore nella macchina in fig .2.5), ma ha recentemente visto significative applicazioni anche in campo industriale (fig.2. 7).

2.10

{-

•

~"tJ~

\ f.-p

• l l'


Combustore mono-tubolare: è il sistema più sem plice, con liner e camera di combustione cilindrici. Va sistemato esternamente, a fianco della turbina a gas, per cui offre perdite di carico elevate e necessita di un condotto di adduzione al la turbina dei gas caldi, sottoposto a grandi sollecitazioni termiche, oltre a risultare piuttosto ingombrante. E' una soluzione preferita per la sua semplicità nelle piccole unità, ma è stata adottata anche su grandi macchine dai costruttori europei (ABB e Siemens, in modelli non recenti) . Combustore multi-tubolare (o tubo-anulare, da "can-annular"): si tratta di disporre numerosi combustori tubolari (fino a 15-20) nell'anello di adduzione dei gas alla turbina. E' soluzione oggi preferita per le turbine industriali, perchè elimina gran parte degli svantaggi della soluzione mono-tubolare mantenendone la semplicità intrinseca. Ha inoltre il vantaggio di essere modu lare: è quindi più facile da sviluppa re e da applicare in macchine di diversa potenza varia ndo solo il nu mero e non il progetto dei combustori. Un esempio di combustore multi-tubolare è ben visibile in fig.2.1. SEZ.

ANULARE

•

•

TUBOLARE

•

•

MULTI - TUBOLARE

.____ _ __ __ _ __ _ __ _ ____, Fig.2.8: Disposizione indicativa di tre tipi di combustore per turbina a gas: anulare, mano-tubo/are, multi-tubo/are.

Fig.2.9: Pareti con rivestimento ceramico del combustore anulare di una grande macchine industriale. Si vedono quindi le 4 file di pale rotoriche della turbina assia/e. Fonte: Siemens.

I n generale, il progetto di un combustore deve soddisfare i seguenti requisiti: avere un fiamma stabile, esente da pulsazioni e con minime vibrazioni indotte, in ogni condizione di funzionamento; operare un conversione chim ica completa del combustibile; comportare basse perdite di carico; offrire affidabilità e facilità di manutenzione; produrre la minima quantità possibile di inquina nti. Negli ultimi anni, la riduzione delle emissioni, in particolare degli NOx, è stata oggetto di enormi sforzi di ricerca e sviluppo da parte di tutti i costruttori, al punto da

•

--


2.11

condizionare completamente lo sviluppo dei combustori. Sono oggi disponibili, per i modelli più avanzati, combustori "dry-low-NOx" che permettono una riduzione di almeno un ordine di grandezza delle emissioni specifiche di NOx, senza aggiunta di acqua o vapore (''dry"), rispetto ai combustori tradizionali. L'argomento sarà approfondito al Cap. 7, per un approfondimento della tecnologia dei combu stori.

2.2.1 I combustibili per le turbine a gas Le turbine a gas sono motori a combustione interna, ovvero i gas combusti partecipano direttamente al ciclo termodinamico, espandendosi sulla turbina. E' pertanto necessario che i gas non siano chimicamente e fisicamente aggressivi nei confronti della turbina e del combustore stesso, ovvero non comportino fenomeni di corrosione, erosione, sporcamente e intasamento oltre a certi limiti noti e ritenuti tollerabili. Ciò impone delle limitazioni relativamente severe ai combustibili impiegati nelle turbine a gas. I principali elementi ritenuti dannosi per la turbina, presenti nei combustibili fossili (siano essi solidi, liquidi o gassosi), sono:

•

•

èS-

In relazione a tali considerazioni, i vari combustibili si posizionano come segue per un impiego diretto nelle turbine a gas:

•

ca

Ceneri: composti prevalentemente metallici presenti nel carbone (anche oltre il 5%) e negli oli pesanti (max 0.5%) che si liquefano nella combustione (la loro temperatura di fusione è attorno ai 1200°C) e tendono poi ad aderire alle palettature a più bassa temperatura, quando si risolidificano. Ciò provoca sporcamente e occlusioni in tempi brevissimi. Vanadio: anch'esso liquefatto nella combustione, si solidifica sulle palettature, provocando gravissimi fenomeni di corrosione; la percentuale tollerata nei combustibili è bassissima (poche parti per milione- ppm). Metalli alcalini (sodio, potassio) : presenti sotto forma di sali (NaCI, KCI), in sede di combustione formano HCI, che è altamente corrosivo per le palettature, soprattutto nei confronti del cromo; le concentrazioni non devono superare, indicativamente, il ppm. Zolfo : presente in percentuali piuttosto alte (fino al 5%) nei combustibili liquidi e solidi, è corrosivo per il sistema del combustibile (sotto forma di H2S) e in genere per i materiali metallici dopo la combustione, rendendo acide le con dense. L'emissione di S02 deve essere comunque limitata per motivi di salvaguardia ambientale. Idrocarburi pesanti (asfalteni, composti gommosi): danno problemi di intasamento ai sistemi di adduzione del combustibile.

Carbone: il suo uso diretto è di fatto impossibile, principalmente per il problema delle ceneri, che comporta uno sporcamente inaccettabile dopo tempi brevissimi. E' invece possibile l'impiego di gas sintetici derivati da processi di gassificazione del carbone, trattati al Cap.8, in quanto tale gas viene completamente pulito da ogn i elemento dannoso per la turbina. Oli combustibili pesanti (residui della distillazione del greggio): il loro uso è possibile a patto di: (i) effettuare lavaggi e additivazioni allo scopo di rimuovere il vanadio e i metalli alcal ini, (ii) accettare uno sporcamente elevato delle pale e quindi frequenti operazioni di lavaggio, (iii) disporre di un sistema di alimentazione adeguato, {iv) accettare un certo "derating" ovvero prestazioni minori, anche a macchina pulita, per ridurre le temperature di


2.12

•

•

funzionamento. Di fatto gli inconvenienti e i costi sono tali da sconsigliare, nella quasi totalità dei casi, il loro impiego diretto. Olio greggio : anche qui l'impiego è possibile, con gli stessi inconvenienti degli oli pesanti, anche se in misura più limitata a causa della presenza di elementi volatili e più leggeri . Distillati (nafte, kerosene, gasolio): appartengono a questa classe i combustibili usati per la propulsione aeronautica. Il loro impiego non causa problemi, ammesso che vengano rispettate le specifiche esistenti in termini di concentrazioni di vanadio, sodio e ceneri. Esistono diverse categorie, dai più leggeri e volatili (Jet B, JP4) a quelli meno volatili (Jet A, JPS) ai gasoli (Diesel l e 2, Burner 2). Gas naturale: è il combustibile per eccellenza nelle applicazioni stazionarie, in virtù delle sue ottime proprietà (virtuale assenza di qualsiasi composto nocivo) e del suo basso costo. Consente le migliori prestazioni e facilita il progetto del combustore rispetto ai combustibili liquidi, non essendo necessario realizzare l'atomizzazione e la volatilizzazione del combustibile e rendendo più facile la premiscelazione con aria per l'abbattimento dei NOx. Gas di petrolio liquefatti (propano, butano): sono pure perfettamente adatti alle turbine a gas; il loro difetto consiste in un costo normalmente più alto di quello del gas naturale. Gas sintetici di carbone, di biomasse, gas di cokeria: richiedono un ottimo filtraggio per rimuovere ceneri, particolati e catrami (solitamente effettuata con scrubbing a umido) e, per i gas di carbone, zolfo e metalli alcalini. Va sottolineato che la rimozione di tali elementi da correnti gassose è estremamente più agevole e completa che da combustibili liquidi.

Pertanto, sussistono gravi difficoltà tecniche, al di là dei problemi ambientali, ad utilizzare combustibili di basso costo (carbone e oli residui pesanti) normalmente usati per la generazione di potenza tradizionalmente effettuata con motori a com bustione esterna (centrali a vapore) . Ciò costituisce indubbiamente un serio limite agli impieghi della turbina a gas nell'industria elettrica . Tale limite non ha tuttavia rappresentato un ostacolo insormontabile alla diffusione delle turbine a gas: l'ampia disponibilità di gas naturale a prezzi competitivi, nella presente situazione degli approvvigionamenti energetici dei paesi industrializzati, fa sì che nel parco elettrico ci sia spazio notevole per una modalità di generazione basata su questo combustibile. I minori costi d'impianto, i minori consumi specifici e il minor impatto ambientale delle turbine a gas alimentate a gas naturale costituiscono comunque una serie di attrattive a cui è oggi difficile rinunciare.

2.3 Turbina L'espansore delle t urbine a gas può essere considerato l'elemento più peculiare e più critico di tali macchine, in relazione alle temperature estreme a cui è sottoposto in modo continuativo. Come abbiamo visto al Cap.! (e come si vedrà al Cap.3.1), la temperatura massima del ciclo ha un' influenza talmente spiccata sul rendimento e soprattutto sul lavoro specifico del ciclo che il suo innalzamento giustifica enormi sforzi di ricerca e sviluppo . La peculiarità delle turbine nei turbogas, rispetto ad esempio" agli impianti a vapore, risiede proprio nella necessità di operare a temperature oggi comprese tra i 1200 e i 1400°C, ben superiori alla temperatura massima sopportata dai migliori

•


2.13

materiali metallici (indicativamente s'sooc se si parla di superleghe a base Nickel). Ciò è possibile seguendo due strade : (i) l'impiego di materiali non-metallici come le ceramiche, (ii) raffreddando il corpo metallico della palettatura della turbina. La prima tecnologia non è oggi industrialmente matura (se non per componenti statici, rivestimenti e per piccole giranti centripete), mentre la seconda è impiegata massicciamente in tutte le macchine presenti sul mercato: sarà l'oggetto del seguente paragrafo.

.,;7 (a) raffr. convettivo

2.3.1 Il raffreddamento delle pale Il raffreddamento delle pale può avvenire secondo diverse modalità di scambio termico, esposte concettualmente in fig.2.10 e discusse nel seguito. Se, per motivi didattici, i vari meccanismi di scambio sono discussi separatamente, si ricordi che tali modalità sono spesso usate congiuntamente. Raffreddamento convettivo In generale, un sistema di raffreddamento della palettatura della turbina deve essere tale da mantenere ogni punto della pala a una temperatura inferiore, o al limite uguale, alla massima temperatura Tbmx sopportabile dal materiale nelle condizioni di sforzo che si verificano in esercizio . Tra la parete esterna della pala (a temperatura Tb) e il flusso principale di gas (a tem4 peratura T9 ) deve esistere un flusso termico
(jJ=kg·(Tg-Tb)

4

(c) raffr. a film (da fessura)

_:_:_:_ ~ = (d) raffr. a film esteso

(2.3)

tale da ottenere Tb
•

(b) raffr. per impingement

(e) raffr. per traspirazione

Fig.2.10: Meccanismi di raffreddamento delle pale raffreddamento a circuito aperto: il refrigerante, di turbina a aas. dopo aver assorbito il calore, viene scaricato nel flusso principale di gas e prosegue nell'espansione; per far ciò deve ovviamente essere a pressione superiore di quella dei gas combusti a cui viene miscelato; raffreddamento a circuito chiuso: il refrigerante non interagisce con il flusso principale e può essere un fluido diverso dall'aria.

In realtà, il flusso di gas si muove con elevata velocità rispetto alla pala, per cui la temperatura statica e la temperatura totale del flusso sono sensibilmente diverse (Tt=T5 +v2/2/cp). Ai fini del flusso termico (eq.2.3), T9 coinciderebbe con Tt per un arresto isentropico del fluido a contatto con la pala; tuttavia, in tali condizioni si verificherebbe un flusso termico tra fluido fermo e fluido in movimento, dovuto a Tt-Ts: perciò la temperatura effettiva Tg (chiamata da alcuni autori temperatura di recupero) da usare nella 2.3 risulta leggermente inferiore alla temperatura t otale.


2.14

Il sistema a circuito chiuso costituisce oggi un caso rarissimo, ma è di grande interesse per futuri sviluppi (ne parleremo più avanti). La soluzione a circuito aperto è universalmente utilizzata nella turbine a gas, impiegando come refrigerante l'aria prelevata dal compressore a pressioni opportune: questa viene fatta fluire all'interno del profilo della pala in canali opportunamente sagomati (fig.2 .11) e quindi, una volta asportato il calore necessario, scaricata nel flusso principale di gas. I l problema di base dello scambio termico convettivo è però relati vamente simile nei due casi (aperto e chiuso) . La pala raffreddata per convezione può essere vista come uno scambiatore di calore: il flusso ter- Fig.2 . 11 : Esempio di pale raffreddate con mico qJ deve vincere le tre resistenze sistemi convettivi avanzate. Si notino i vari termiche in serie offerte dalla conve- canali del circuito interno con promotori di zione forzata tra gas e parete, dalla scambio termico. La pala piccola è di un conduzione nello spessore della pa- motore aeronautico, quella grande di una rete, dalla convezione tra parete e macchina industriale da oltre 200 MW. refrigerante (fig.2. 12):

rp =

.11

k g· (Tg-Tb)=(JJt)-(Tb-Tb)=k,. ·(Tbi-T,.)

frp

dA= G,. · Cp,r · (Tr,out - T r,;n)

(2.5)

A

L'impiego delle (2.4) e (2.5) permette di risolvere il problema della determinazione della portata di refrigerante Gr che permette di ottenere in ogni punto della pala una temperatura del metallo inferiore a quella massima tollerabile (Tb < Tbmx). Il problema non è ovviament e semplice, perché richiede la conoscenza locale dei coefficienti di scambio, dei fattori da cui essi dipendono, nonchè della geomet ria dei canali. Per soluzioni semplificate, può essere utile introdurre l' "efficacia del raffreddamento" Ec, definita come: &c=

..

- ::

.

:..l

=... =l

:::1 :)

5I!

==~

- ~ ;:_~

(2.6)

che diviene unitaria quando il refrigerante, a temperatura di introduzione nella pala raggiunge una t emperatura di uscita Tr,ex pari a quella massima consentita dal problema fisico, cioè Tb; (vedi fig .2.12). Si noti che Tb;
Tr,in,

..

~5QI

T r,out - T r.in

T bi - Tr,in

•

(2.4)

Considerando la potenza termica richiesta per raffreddare una certa _s uperficie A (sia essa una pala intera o una sua porzione), si avrà :

=

O=

= _s:s:

..

2 .15


rispetto ai LlT in gioco, e imponendo Tb=Tbmx, si può calcolare Gr con discreta approssimazione mediante la (2 .7):

. l . G r Cp,r

cc

+

Le assunzioni fatte sono in rea ltà ragionevoli solo per una sezione di calcolo relativamente piccola rispetto ad una reale schiera di pale, e possono perciò aiutare nella ricerca della portata di raffreddamento solo nell'ipotesi di dividere l'espansione refrigerata in un numero discreto e sufficientemente grande di sezioni di calcolo. Riguardo i termini che compaiono nella 2. 7 si possono segnalare i seguenti valori più frequentemente riscontrati nella pratica delle turbine a gas:

(M~·A]-J (TbiiL<- Tr.inJ f

(2.7)

Lato refrigerante

k 9 (coefficiente di scambio gas/parete): 2-:-5 kW/m 2 K, derivato da correlazioni del tipo: Nu = a· Re

• • •

•

0 63 ' ·

Pr

13

Distribuzione schematica dove Nu, Re e Pr sono i ben noti Fig.2.12: della temperatura in una sezione di numeri adimensionali di Nusselt, oala raffreddata oer convezione. Reynolds e Prandtl. Per la costante a sono segnalati in letteratura valori compresi tra 0.14 e 0 .3; A (conducibilità term ica del materiale costituente la pala): 15-20 W/mK per leghe adatte agli impieghi ad alta temperatura; t (spessore della parete del la pala): 1.5+2 m m; Tbmx (temperatura massima del materiale costituente la pala) : i valori più diffusi sono tra 800 e 870 oc (vedi 2.3.2); e:c (efficacia del raffreddamento): esiste una forte dispersione a seconda del tipo di canalizzazione impiegata all'interno della pala, da semplici condotti radiali a complesse circuitazioni multi- passaggio con superfici atte a promuovere lo scambio termico (fig.2 .11); i valori per le configurazioni più sofisticate possono arrivare a 0.7-:-0.8.

I flussi termici scambiati sono ingenti : nelle prime schiere delle moderne turbine a 2 gas sono dell'ordine di l MW/m • Pertanto la portata di raffreddante in L.;na moderna t urbina a gas può costituire una frazione molto importante (fino al 20-25%) del flusso principale, con quindi una notevole influenza sulla termodinam ica del ciclo (si veda in seguito). Per limitare il più possibile la portata di raffreddamento, dati i valori di T 9 , Tbmx e Tr,ln, occorrerà, analizzando i termini della 2. 7:

• Limitare le superfici da raffreddare: per far ciò occorre dividere il salto entalpico del la turbina sul minor numero possibile di stadi, cioè realizzare un carico aerodinamico elevatissimo sulle palettature . Per questo motivo le grandi macchine industriali hanno solo 3 o 4 stadi. Ottenere la massima efficacia Ec, come già segnalato.

2.16


Ridurre lo spessore delle pale, compatibilmente con la resistenza meccanica e con i problemi costruttivi, in quanto, visti i flussi termici in gioco, la differenza tra la temperatura interna ed esterna della parete della pala è assai elevata. Diminuire la temperatura dell'aria di raffreddamento (Tr,in) mediante scambiatori di calore che consentono il recupero termico (es: produzione di vapore). E' una prat ica talvolta utilizzata nelle grandi macchine per ciclo combinato.

Raff reddamento a f ilm Il raffreddamento a film consiste nel creare un film di fluido a bassa temperatura che agisca come "barriera termica" tra i gas caldi e la parete metallica della pala. Il film è generato dall'aria di raffreddamento fatta uscire a velocità opportuna da fessure (slot) o da piccoli fori sulla parete della pala (fig.2 .10 c,d). Analiticamente, il calcolo termico della pala raffreddata a film può essere svolto introducendo la "temperatura della parete adiabatica" (Taw) in luogo della temperatura del gas (T9 ) nelle eq. 2.4 e 2. 7 . Taw rappresenta fisicamente la temperatura a cui si porterebbe una parete adiabatica (che non scambia cioè calore con il refrigerante) qualora fosse lambita dai gas caldi e dal refrigerante iniettato dai fori del film: tale temperatura è inferiore a quella del gas e ciò comporta un evident e vantaggio in termini di scambio termico. La determinazione di Taw, che dipende dai parametri geometrici e cinematici del film, è spesso di carattere sperimentale e una sua discussione eccede i lim iti di approfondimento della presente trattazione. Basti sapere che i migliori risultati si ottengono con fori più piccoli e più ravvicinati possibile e con velocità di eiezione prossime a quelle del gas. Il raffreddamento a film richiede una realizzazione della pala ancora più complessa dal punto di vista costruttivo (è necessario realizzare numerosissimi fori di precisione su una superficie complessa come quella della pala -vedi fig.2.13) e necessita un'elevata pulizia dell'aria e del combustibile al fine di evitare occlusioni dei forellini. Questa tecnologia è intensamente utilizzata nei primi stadi dei motori aeronautici ad elevate prestazioni; nelle più moderne macchine industriali è utilizzata per raffreddare le parti più critiche, specialmente per le palettature del primo st atore . E' da notare che il film-cooling non è mai disgiunto dal raffreddamento convettivo in quanto l'aria refrigerant e scambia calore nei canali interni della pala prima di giungere ai fori di eiezione del film .

Fig.2.13: Vista di una coppia di palette statoriche raffreddate a film; sono visibili i numerosi fori di eiezione del flusso di aria di raffreddamento.

--~·::

2 .3 .2: I

-:::-::

.:=:=- ,

---= .:5-=o

~

=::.'":al

::: -::::12:e se-- • e T

=-=·= '>::

e

n

:::- .:e .-:-::....::-,-1111 --=:::.,-EllE .:.:::::= .::li

= - ~ =-~

::..: ::. s

=s::::::- ::i .::.T:

-==

--.a

jaJ

e;" :l

:= : :.:

:Jrl

::::=:.-.:::JI'1

--=-~-.

- ::;:_.;si

:::. - - '::0

2.17


Altri meccanismi di raffreddamento Un ulteriore tipo di raffreddamento è quel lo per "impingement" (fig.2.10b), con cui si crea un getto di refrigerante ad alta velocità che colpisce violentemente la parete cal da: l'effetto di raffreddamento è localmente molto efficace e viene utilizzato per punti particolarmente sollecitati delle pale (esempio: bordo di ingresso). Tuttavia il consumo d'aria è elevato e non è conveniente utilizzare l' impingement come meccanismo prevalente del raffreddamento. Il limite di massima efficacia del raffreddamento è invece ottenuto da l raffreddamento per "traspirazione" (fig.2.10e), in cui la parete della pala è un m~zzo poroso in cui il refrigerante "traspira ", portandosi idealmente alla stessa temperatura della parete esposta ai gas. Le metodologie più avanzate di film+convezione tendono ad approssimare tale concetto con soluzioni tecnologicamente possibili.

2.3.2 I materiali La scelta dei materiali da impiega rsi per la realizzazione della palettature delle turbine a gas è condizionata principalmente dalla resistenza ad alta temperatura di esercizio. Oltre alla resistenza alla sollecitazione meccanica normalmente esistente nelle turbomacchine, soprattutto per le parti rot ant i (sforzi centrifughi), è cruciale per le turbine a gas la resistenza a ossidazione e corrosione, principa lmente dovute all'alta reattività dell'ossigeno ad alta temperatura, e all 'erosione causata dal passaggio dei gas ad alta velocità. Nelle condizioni di esercizio delle turbine a gas, è il fenomeno dello scorrimento viscoso ( creep) a determinare lo stato di sollecitazione accettabile per un determinato materiale. Tale fenom eno comporta, a pari stato di sforzo di trazione, una deformazione progressiva col tempo del materiale, fino alla conseguente rottura. Pertanto, la "vita", espressa in ore di esercizio con un dato livello di sollecitazione, e la temperatura di funzionamento, per un certo materiale, risultano tra loro correlate. Una relazione generalmente accettata è espressa del parametro di Larson-Miller, definito dalla:

T (20 + log tr) = cost. = f (a-)

(2.8)

dove T è la temperatura (in K), tr il tempo di rottura (ore) e a lo sforzo di tensione (MPa) (n.b. il logaritmo è in base 10). Il comportamento di un materiale è quindi convenientemente riportato in un piano che mostra la relazione tra parametro di Larson-Miller e a (es: fig.2.14). E' importante quindi rilevare come, per un certo materiale, il suo stato di sforzo o la sua temperatura d'esercizio dipendano dal l'utilizzo della macchina, ovvero dalla vita utile prevista delle palettature. Quest'ultima può essere evidentemente assai diversa, ad esempio tra un motore per aereo militare e una turbina industriale: il primo tollererà, a parità di materiali, temperature o stati di sforzo superiori e conseguentemente fornirà prestazioni più elevate. I materiali ferrosi (es: acciai al carbonio, acciai alto- legati e inossidabili) rivelano una insufficiente resistenza a creep già nel campo 500-600°C, come è ben noto dalla pratica delle macchine a vapore (da fig.2.14: un parametro di LarsonMiller di 20-103 , per un acciaio NiCr 18-8, significa una temperatura di 800 K per t= 105 ore, insufficiente per l'uso in turbine a gas). Risultati nettamente migliori si ottengono con leghe a base Nichel o a base Cobalto, le prime usate prevalentemente nelle pale retoriche (in virtù di migliori proprietà meccaniche) e le seconde in pale statoriche. Alcune composizioni di leghe frequentemente usate sono riportat e in Tab.2.1.

2.18

Turbine a gas

e cicli combinati

Tab. 2.1: Composizione di alcuni materiali frequentemente usati per le parti calde di turbine a gas; "ba/" significa la percentuale di complemento a 100. Materia le GTD 111 GTD 222 Inconel 738 Udimet 520 Ud imet 7 10 FSX 414 .

B

c

Al

Ti

Cr

.01 .005 .02 .01

.12 .10 .10 .05 .07 .25

3.1 1.2 3.5 2.0 2.5

4.5 2.3 3.5 3.0 5.0

12.5 22.5 16.0 19.0 18 .0 29 .0

Fe

Co

Ni

9.0 ba i 19.0 ba i 8.5 bai 12.0 bai 14.7 ba i bai 10.0

0.5 1.0

Nb

0 .8

Mo

w

Ta

2.0

3.8 2.0 2.6 1.0 1.5 7.0

4.0 0.1 1.7

1.7 6.0 3.0

400~----~----~----~----.-r.--o-----o-----.

··l···············:---·-·········

350 ······· ·······j····Acciai? Inox 1:8-8 300 ·········· .. .;..

············!··············:···············!······...

ro

.

: : : o.. 250 -- ···-········i ············ ! Lega Ni IN738LC L

i

i

:

(/)

;

:

.

ò 2oo ..... ........L .. .......L ............l ~ i i iLega .2 i i i 150 -----·-··

·-·T·

: i

Ni U710

- -- --4-- -- ---J

Acciaio al carbonio

···T············l····· ··

Lega Ni Single Crystal __J

1 00~--~~--~---L~----~----~----_a~

16

18

20

22

24

26

3

28

30

Parametro di Larson-Miller (x16 ) Fig.2.14: Curve di Larson -Miller per acciai convenzionali e per materiali avanzati impiegati nelle turbine a gas. Nel definire le proprietà m eccaniche di un materiale non è ri levante solo la composizione, ma anche il trattamento di solidificazione impiegat o, in relazione alla strut tura cristallina . Poiché si è notato ch e la deformazione plastica e la fessu razione in molti materiali avveniva ai confini del grano cristallino, un not evole miglioramento nelle propriet à è stato ottenuto con la solidificazione direzionale (DS) in cui i grani hanno una struttura unidirezionale orientata secondo la direzione radiale della pala, ottenuta con particolari t ecniche di raffreddamento del materiale dopo la fusione. Ad esempio il GTD 111 con DS mostra un aumento di resistenza a trazione del 25% rispetto allo stesso materiale con solidificazione equiassiale, o un incremento di circa 30°C di temperatura ammissibile. Un ulteriore passo in avant i è costituito dalla struttura monocristallina (SC: single crystal), in cui non esist ono direzioni preferenziali di attacco : pale così realizzate sono oggi disponibili sia per le turbine aeronautiche più avanzate che per pezzi di grandi dimensioni come le pale dei primi stadi di macchine heavy-duty. La fig.2. 15 mostra l'incremento della temperatura operativa dei materiali dagli anni pionieristici ad oggi, delineando un trend continuamentè crescente. Un importante sviluppo nella preparazione di palettature sempre più resistenti alle alte temperature è dato dai "rivestimenti a barriera termica " {TBC: Thermal Barrier

2.19


Ta 4.0 0.1 1.7

Coating}. Le TBC consistono in uno strato termicamente isola nte di materiali qua li lo zirconio e l'ittrio, riportat i sulla superficie metallica della pala: indicativamente lo spessore è dell'ordine di 0.2-0.4 mm, con conducibilità t ermica dell'ord ine di 2-4 W/mK. La TBC costituisce una resistenza t ermica t ra i gas caldi e la parte metallica, in modo che la parte metallica (quella soggetta agli sforzi meccanici) operi ad una t emperatura inferiore (o meglio, che a pari temperatura del metallo si possa mant enere una t emperatura dei gas più elevata). La tecn olog ia delle tBC, inizialmente ostacolata dalla possibil ità di distacco e di erosione, si è notevolmente sviluppata negli ultimi anni ed è ampiamente applicata nelle unità più moderne, per palettature sia statoriche che rotoriche (in fig.2.9 si possono notare le prime due schiere rotoriche con TBC di colore più chiaro rispetto alla su perficie metall ica delle seguenti due schiere), ma anche per altre parti calde quali i transition-pieces (i tratti che uniscono i combustori alla turbina). u1000·~----~----~----------~----~------~----.

o

ro

'i: Q) .j...J

ro 900

E

-"-._

SINGLE CRYSTAL ALLOYS

Q.J

"O

ro

l

!....

.3

e ~ ~

'·"'

:

U 500 :· ·····--- -;JN 738

800

: "'

s 816

:.. ':

i

:

~ --···· ·GTD- 111 ------- i--------------i Directional j

~:._

i

Sol idification

~:

r 700L-----~----~----~----~----~----------~ 1940

1950

1960

1970

1980

1990

2000

2010

Anno Fig.2.15: Evoluzione negli anni della temperatura operativa dei materiali avanzati impiegati nelle turbine a gas (settore aeronautico e industriale).

Un ultimo cenno all'impiego della leghe ceramiche nelle t urbine a gas: l'interesse verso tali materiali è not evole, poiché offrono la possibilità di eliminare totalmente i sistemi di raffreddamento delle pale, potendo sopportare temperature operative che vanno dai 1400 a oltre 2000°C. Tuttavia le difficoltà di ordine meccanico (scarsa resistenza, fragilità, mancanza di comportamento plastico) sono state ad oggi insormontabili, e l'impiego di parti ceramiche nelle turbine a gas è oggi limitato al massimo a particolari di piccole dimensioni o a rivest imenti non sollecitati meccanicamente. La ricerca è comunque attiva, specialmente per macchine di piccole dimensioni (al di sotto di 1-2 MW), dove la tecnologia ceramica è più credibile e dove è più critico, per motivi di costi, raggiungere temperature elevate senza ricorrere a complessi sistemi di raffreddamento e a materiali sofisticati.

2.3 .3 Definizioni di TIT e sua evoluzione nel tempo Gli enormi sforzi di ricerca e sviluppo nel settore del raffreddamento e dei materia li hanno il preciso scopo di permettere un incremento della temperatura

2.20


massima del ciclo termodinamico, al fine di migliorare rendimento e lavoro specifico delle turbine a gas . E' però necessario defin ire cosa si int ende esattamente per temperatura massima del ciclo, in presenza di un sistema di raffreddamento delle pale. Esistono a questo proposito tre definizioni, ampiamente diffuse nella letteratura tecnica, introdotte allo scopo di definire una temperatura che sia rappresentativa del livello tecnologico raggiunto, della qualità del ciclo termodinamico e dello stato di sollecitazione dei materiali:

•

temperatura di uscita dal combustore (COT - combustor outlet t emperature): è la temperatura totale dei gas combusti uscenti dalla camera di combustione, così come investono la prima schiera statorica; temperatura totale di ingresso nel primo rotore (sbrigativamente detta TIT- turbine inlet temperature): è la temperatura che si ottiene miscelando i gas provenienti da l combustore e l'aria di raffreddamento della prima schiera statorica; fisicamente, è la temperatura sentita dal bordo di ingresso del primo rotore con un arresto isentropico del flusso; temperatura di ingresso turbina secondo ISO (detta TIT,so) : è la temperatura che si ottiene miscelando i gas provenienti dal combustore con tutti i flussi di raffreddamento delle pale della turbina.

In ogni caso bisogna parlare di temperature "medie" perché la distribuzione di temperatura sui 360° dell'arco di ammissione è caratterizzata da significative disuniformità, dovute alla geometria della camera di combustione. In realtà il sistema di raffreddamento del primo statore deve essere dimensionato sul picco di temperatura, stimabile mediante un "pattem factor" (rapporto tra innalzamento massimo di temperatura nel combustore e innalzamento medio), i cui valori sono solitamente dell'ordine di 1.05+1.1. Detto ciò, risulta ovviamente che COT ::<: TIT ::<: TITJso, dove l'uguaglianza vale nel caso di una turbina non raffreddata . Tutte e tre le temperature hanno pregi e difetti nel rappresentare un punto di riferimento del ciclo . La COT ha il vantaggio di essere fisicamente ben individuabile e di essere di fatto la più alta temperatura sentita dai materiali (eccetto il liner che è però fortemente raffreddato dall'aria di diluizione): se però viene raggiunta a spese di ingenti quantità di aria di raffreddamento perde valore come indice della bontà del ciclo. La TIT ha un importante valore come temperatura sentita dall'elemento più sollecitato della macchina (la prima schiera retorica) e rappresenta inoltre il punto fisico in cui il ciclo termodinamico comincia a compiere lavoro. Infatti, ragionando a pari TIT, l'entalpia totale all'ingresso della turbina, che compare nella formulazione del lavoro di espansione, non è influenzata dalla portata di raffreddamento del primo ugello, come invece avverrebbe ragionando a pari COT. Il riferimento alla TIT permette quindi di considerare la portata di raffreddante del primo ugello (una quantità peraltro notevolissima) alla stessa stregua delle portate di diluizione, cioè di considerarla "nonchargeable", ossia priva di influenza sul lavoro. Per questi motivi la TIT è generalmente accettata come la t emperatura di riferimento del ciclo termodinamico, anche se nulla dice sui flussi di raffreddamento "chargeable", ossia quelli degli stadi successivi al primo. La TIT1so può essere considerata un indice della bontà dei sistemi di ra ffreddamento delle pale, ma, non avendo alcun senso fisico, non è di alcuna utilità nei calcoli termodinamici. In questo testo faremo più spesso riferimento alla TIT, per' i motivi sopra descritti ma anche perché è più frequentemente usata nel settore. Appare quindi interessante vedere l'evoluzione nel tempo della TIT, resa possibile dall'introdu-


2.21

zione e dall'affinamento del raffreddamento delle pale e dal miglioramento dei mat eriali (fig.2.16). Si noti che ad oggi non ci sono segnali di rallentamento del trend crescente delle temperature massime delle turbine a gas, anche se è ovvio che si arriverà in futuro ad una situazione asintotica. Alla data odierna (2005) hanno già una buona diffusione macchine con TIT comprese tra 1350°C e 1380°C, ritenute l'evoluzione finale delle serie " F" (o "FB"), ma sono già disponibili sul mercato le macchine della serie "G" o "H" con TIT dell'ordine dei 1450°C, anche se al momento sono offerte con una certa precauzione. Sono da ritenersi ampiamente collaudate le macchine "FA" con TIT di 1250-1280°C e per certi versi superate quelle "E" con TIT attorno ai 1100-1150°C. Abbiamo utilizzato il gergo dei costruttori delle turbine a gas, in cui si usano le lettere dell'alfabeto in ordine crescente per individuare l'evoluzione tecnologica delle turbi ne a gas: le " E" hanno dominato gli anni '80, le "FA" gli anni '90, mentre le FB, G e H saranno protagoniste degli anni 20002015. 1600----~----~--------~----~--~----.

u

;~

. . 1500 ..........). __.. ______ .. :------------·-~--- ·

!

!

!

T~end: 12.5 C 1 anno

1400 -- ---------··j··-····--····j--·-···-·--···f····--·······j············-~----·····-····f

:e 1300 ......-------j---·-::J

~ 1200

i -------------r·--

Generai ' .......... j----.. ------- j-.. - · Electric heavy-duty

! P-I:C"""""''fli=---'--~---- .. ---.---

(/)

a'J 1100 .... Roll~ Royc~ ~ --~ motori !

.S

1000 ---· aeronautici .. _____ ,_.·~-

m 1-. m

1-. Q)

E Q)

f-

700 600

-1-------------+--···-----·--

Siemens tt--t....,.._. ________ heavy-duty .....

..... 900 ::J

o. 800

--------------~-----........

···-

,

:

..

.

:

. MHI .

.. ------ · ·"-. ----------- ·-----·

..

----~-----·----

--- ..__.. --- ...... _.._

l

----------··[ ·:- :::.S::J:::· ::::·· - 1~~-; :;s:~:du-t~--:::::::1: : :::_:_ :::: l heavy-duty i

500 ~~~----~----~----~----~--~----~ 1940 1950 1960 1970 1980 1990 2000 2010 Anno Fig.2.16: Evoluzione negli anni della temperatura totale di ingresso del primo rotore (TIT) secondo vari costruttori del settore aeronautico e industriale.

2.3.4 Aspetti termodinamici dell'espansione raffreddata Avendo ora chiarito gli aspetti generali relativi al raffreddamento, è possibile comprendere l'influenza di tale operazione sul ciclo termodinamico. Vi sono molteplici aspetti da considerare: L'espansione dei gas nei canali interpalari non è adiabatica, in quanto un notevole flusso termico viene trasferito dal gas al refrigerante interno alla pala; pertanto l'espansione può avvenire con diminuzione di entropia (tratto 0-1 in

2.22

•


fig.2.17) in quanto l' fdQ/T (Q è il calore scambiato tra gas e pale) può superare il òS dovuto alle perdite fluidodinamiche . Vi è miscelamento tra i gas e l'aria di raffreddamento, sia che quest'ultima esca dai fori del film-cooling o dal punto di uscita del canale convettivo (solitamente posto lungo il bordo di uscita della pala) . Questo miscelamento ha tre effetti importanti sulla linea di espansione: l. l'aria è più fredda rispetto al gas, quindi diminuisce la temperatura del gas che proseguirà nell'espansione (tratto 1-2 in fig.2.17): si avrà pertanto una riduzione del lavoro estraibile da questo flusso di gas; 2 . l'a ria ha una velocità inferiore rispetto a quella del flusso di gas: questa dovrà quindi accelerare a scapito della quantità di moto del flusso principale, che perderà altra capacità di lavoro; 3. nel punto di miscelamento si ha una perturbazione del flusso in espansione, con un aumento di perdite fluidodinamiche. Guardando il fenomeno dal punto di vista dell'aria di raffreddamento, occorre considerare che questa subisce importanti perdite di pressione dal punto in cui essa è prelevata (una sezione opportuna del compressore) e il punto in cui è re-immessa nel flusso principale per proseguire nell'espansione: ciò comporta ovviamente una perdita.

E' pertanto evidente che il raffredPin, statore damento comporta delle perdite significative di lavoro e di rendimen- T to del ciclo, rispetto ad una situazione ipotetica in cui si potesse mantenere una stessa TIT con palet tature non raffreddate. La perdita Pin, rotore \ di lavoro è principalmente causata dallo spostamento dell'espansione \ verso temperature più moderate e Pex, rotore dal fatto che una buona percentuale del flusso (quello di raffreddamento) ha un percorso termodinamico con una produzione di lavoro molto modesta rispetto al flusso che passa dal combustore . La perdita di rendimento è giustificata dalle impors tanti irreversibilità di tutto il processo: (i) lo scambio di calore a grandi Fig.2.17: Linea di espansione dei gas com òT (è lo scopo del raffreddamen- busti in uno stadio di turbina raffreddata (0to!), (ii) i miscelamenti tra flussi a 1-2 per statore, 3-4-5 per rotore). La linea temperature molto differenti, (iii) le tratteggiata è per uno stadio adiabatico. perdite di pressione. Pertanto, nella progettazione delle turbine a gas, è fondamentale ricercare il miglior compromesso possibile tra l'incremento di prestazioni reso possibile da una TIT molto elevata e ·la penalizzazione delle stesse prestazioni causata dagli effetti ora descritti. La situazione è illust rata qualitativamente in fig.2.18 : al crescere della TIT migliora il ciclo termodinamico, ma, per una data tecnologia di raffreddamento, occorre impegnare una portata sempre crescente per mantenere le palettature ad una temperatura accettabile e le perdite connesse crescono di conseguenza. Tutto ciò comporta l'esistenza di un valore ottima le di TIT (oltre al quale le perdite ecce-

o

J•

: . 3~

=- :x

-..=~

::E::J

~T!

•.:sa

:: ::a


2.23

dono i vantaggi), il cui valore dipende dalla tecnologia adottata (efficienza del raffreddamento convettivo, presenza del film cooling, materiali, TBC, etc.): una eccellente tecnologia per il raffreddamento (esempio del caso B in fig.2.18) consente di utilizzare meno aria e quindi di spostare il punto di ottimo delle prestazioni verso TIT più elevate, che è quanto è successo negli anni (fig.2.16).

o c Cl)

+-'

·n e-

Fig.2.18: Andamento qualitativo del rendimento delle turbine a gas in funzione della temperatura massima del ciclo e della tecnologia di raffreddamento impiegata. Un gra fico non dissimile potrebbe essere fatto per il lavoro specifico.

E 'O

pale non raffreddate . (caso ipotetico) TIT ottJma ~ (casoB) tecn. raffreddamento ""evoluta (caso B)

c

Cl)

cr:: TITottima (caso A) tecn. raffreddamento semplice (caso A)

TIT

2.3.5 Raffreddamento a circuito chiuso e a vapore

- utto ecce-

Nello sviluppo delle più moderne macchine industriali destinate all'impiego nei cicli combinati, vi sono state recentemente alcune importanti evoluzioni nella tecnologia di raffreddamento per superare i limiti imposti dalla tecnica imperante (fin qui descritta) che utilizza aria in circuito aperto. Un sistema a circuito chiuso prevede di non rilasciare nei gas combusti il fluido refrigerante dopo avere svolto la sua funzione di asportare il calore dai canali interni alle pale, ma di riutilizzarlo in modalità termodinamicamente utile all'esterno del percorso dei gas in espansione. Il vant aggio fondamentale di questa operazione sta nell'evitare il raffreddamento del flusso dei gas in espansione conseguente al miscelamento, ovvero quanto succede nel tratto 1-2 (o 4-5) di fig.2.17. Basti infatti pensare che se il punto 2 andasse a coincidere con il punto 1 l'espansione inizierebbe a temperatura più elevata, fornendo ben più lavoro : si tratta in pratica di aumentare la TIT senza tuttavia sottoporre il primo statore e il combustore a temperature più elevate. A ciò si aggiunga l'eliminazione delle perdite di rendimento dovute al miscelamento di gas a diversa temperatura e al disturbo aerodinamico ad esso conseguente. Questi vantaggi sono in linea di principio conseguibili utilizzando come mezzo raffreddante sia l'aria che il v apore d'acqua, ma la scelta tra i due flu idi ha importanti connotazioni pratiche. Il raffreddame nto a circuito chiuso a vapore (fìg.2.19 a sinistra) è particolarmente interessante, in quanto il vapore ha caratteristich e di scambio termico migliori rispetto all'aria: maggior conducibilità termica e calore specifico più elevato (quest'ultimo consente peraltro di utilizzare minor portata a pari potenza termica asportata, semplificando il progetto dei canali di passaggio e limitando le perdite di pressione). La potenza termica asportata deve essere riciclata all'interno della sezione a vapore del ciclo combinato: nelle configurazioni sinora proposte il vapore

2.24

Turbine a gas

e cicli combinati

impiegato è a pressione intermedia (circa 30 bar) e le pale della turbina realizzano una sorta di risurriscaldamento per il ciclo a vapore . Le difficoltà tecnologiche sono tuttavia notevolissime: (i) è assai critica la tenuta del vapore all'interno degli organi rotanti, (ii) è difficoltoso realizzare il raffreddamento di certi punti della pala (per esempio i bordi di uscita, dove gli spessori sono molto ridotti), (iii) vanno risolti i transitori di avviamento e i carichi parziali, in relazione all'interfaccia tra la turbina a gas e il vapore proveniente da un ciclo esterno. La Generai Electric (uno dei maggiori costruttori di turbine a gas, da molti considerato il "technology leader") utilizza il raffreddamento a vapore a circuito chiuso per le grandi macchine della serie "H" impiegate esclusivamente in ciclo combinato, di cui sono ad oggi (2005) operative le prime realizzazioni in esercizio commerciale. raffreddamento a vapore delle palettature in circuito chiuso

raffreddamento a vapore del combustore e delle pa/ettature statoriche - a turbina MP

circuito vapore pale statoriche a

da turbina

t~na MP \ ~~turbina

a turbina ;,P/ da turbina AP circuito vapore pale rotoriche compressore ausiliario

.4?\

aria in circuito chiuso delle palettature rotoriche

Fig.2. 19 : Due esempi di sistemi di raffreddamento delle pale della turbina a circuito chiuso a vapore (a sinistra) e con sistema misto aria-vapore (a destra, dove si utilizza il vapore anche per il raffreddamento delle pareti del combustore). Il raffreddamento a circuito chiuso con aria comporta una maggior semplicità realizzativa in termini di tenute (i trafilamenti di aria verso il flusso principale non sono critici). La configurazione più logica e più efficiente prevede che l'aria riscaldata all'interno delle pale ritorni nella camera di combustione (fig.2.19 a destra), in modo che la potenza termica asportata resti comunque all'interno del ciclo della turbina a gas, con una penalizzazione termodinamica minima. In questo caso la circolazione dell'aria di raffreddamento deve essere assicurata da un compressore ausiliario che vinca le perdite di carico nel circuito di raffreddamento. Lo schema della figura · prevede uno scambiatore per raffreddare l'aria prima di questa compressione (il calore è riutilizzato nel ciclo a vapore) e uno schema misto di raffreddamento a circuito chiuso ad aria per i rotori e a vapore per gli statori e il combustore, secondo una proposta preliminare studiata da Siemens-Westinghouse (che peraltro utilizza il vapore per il raffreddamento delle pareti della camera di combustione nelle sue turbine della serie "G"). Le configurazioni possibili sono quindi numerose (circuito chiuso o aperto, aria o vapore, per statori o rotori o entrambi); un'ana lisi più dettagliata è oltre agli scopi di questo testo, almeno in questa fase evolutiv a della tecnologia .

-~....L·

s :od

;--:::; d

:. - -SJI

-=~

:::-::::::li :::_-:.:c

rnbinati


~lizzano

2.3.6 Le perdite nelle turbine

sono organi lia (per r.solti i r:Jina a ~ magLtilizza re IIHIJ erati ve

le

ustore

ad

circuibve si

n,;>licie non t:alda2 ), in éella tso la ssore l'tema com -

md-

2.25

Se parlando della turbina ci siamo dilungati sui problemi connessi alle alte t emperature, non bisogna dimenticare le tematiche legate agli aspetti fluidodinam ici, al rendimento di espansione e alle perdite in questo componente, la cui importanza è stata enfatizzata nel primo capitolo. Una discussione semplificata delle perdite è del tutto parallela a quella svolta riguardo al compressore (vedi 2.1.1) in quanto i concetti ivi esposti sono di validità generale per tutte le turbomacchine. A livello di entità numerica delle perdite fluidodinamiche, se è vero che in una turbina vi sono gradienti di velocità positivi che t endono nat ura lmente a diminuire lo spessore degli strati limite (al contrario che in un compressore) e quindi le perdite di profilo e secondarie, è anche vero che i carichi aerodinamici sono enormemente più elevati, a scapito del rendimento. I salti entalpici per stadio arrivano sino a un massimo dell'ordine dei 300+350 kJ/kg (contro i 20+25 del compressore) tanto che le turbine industriali con rapporti di compressione di 15-18 hanno espansori con solo 3 o 4 stadi. La corsa a tale impressionante aumento del carico aerodinamico, ben oltre a quello ottimale per il rendimento, è dovuta alla necessità di limitare le superfici da raffreddare e quindi le portate di aria destinata a questo scopo, oltre che a diminuire il costo della macchina . Il rendiment o politropico della turbina è mediamente non dissimile da quello del compressore (89-90% per grandi macchine, vedi fig.2.6), e per i motivi visti risulta in generale meno brillante nei primi stadi (più caricati e con maggiori portate di raffreddamento) e più elevato (fino al 92%) negli ultimi stadi non raffreddati. Un ultimo aspetto, di rilevante importanza, è costituito dal recupero dell'energia cinetica dei gas all'uscita dell'ultimo stadio della turbina: il numero di Mach del flusso assiale allo scarico è dell'ordine di 0.4+0.45, cioè con velocità vicine ai 250 m/s. A ciò corrisponde un'energia cinetica di circa 30 kJ/kg: poiché il lavoro specifico utile del ciclo di una moderna turbina a gas è di 300+350 kJ/kg, l'energia cinetica posseduta dal flusso scaricato corrisponde a ben il 10% del lavoro della macchina ! E' evidente che dissipare tale contenuto energetico sarebbe disastroso : si rende quindi assolutamente necessario impiegare un diffusore efficiente a seguito della turbina (ben visibile in fig.2.1). Si ricorda che di un diffusore consente l' instaurarsi di una pressione allo scarico della turbin a minore di quella all'uscita del diffusore, situazione resa possibile dalla diminuzione di velocità (e quindi di energia cinetica) nel diffusore stesso, che è pertanto un condotto divergente. Al salto di pressione conseguito mediante recupero dell'energia cinetica corrisponde un salto entalpico isoentropico .6h;s,d, che viene messo a disposizione della turbina aumentandone il lavoro. Il rendimento di un diffusore è definito come:

_ 6h;s,d 2 12

ryd-

(2 .9)

Vind

IT'bu(che bu-

dove con V ;n,d si intende la velocità all'ingresso del diffusore; per gli elementi usati nelle turbin'e a gas 'ld varia, in genere, da 0.5 a 0.7 .

lo, a~ agli

2.4 Generatore elettrico Il generatore elettrico non è parte integrante di una turbina a gas, tanto che le turbine a gas possono essere usate per il trascinamento di macchine operatrici ( mechanica l drive). Nel prevalente utilizzo per produzione di e lettricità, il turbogas

2.26


e il generatore sono accoppiati meccanicamente in modo diretto, cioè con un giunto, qua lora l'albero della turbina a gas ruoti a una velocità compatibile con la frequenza di rete (3000 o 3600 RPM per 50 o 60 Hz). Quando i turbogas necessitano di velocità superiori (vedi 2.1) è necessario interporre un riduttore di giri meccanico ad ingranaggi, il cui costo rappresenta una frazione non indifferente del costo totale del macchinario. Non parleremo qui di generatori elettrici, se non per ricordare che le perdite che in esso si verificano vanno a discapito del rendimento complessivo della macchine: il rendim ento "meccanico" si differenzia infatti da quello "elettrico" appunto a causa di tali perdite. Le perdite di un generatore sono di tre tipi: perdite meccaniche: per rotolamento dei cuscinetti, lubrificazione, etc. perdite di ventilazione: tengono conto dell'energia assorbita per mantenere in rotazione la macchina in presenza dell'attrito tra il rotore e il fluido contenuto nella cassa; perdite elettriche: dovute alla resistenza al passaggio della corrente negli avvolgimenti della macchina; come tali dipendono dalla potenza elettrica apparente, mentre le altre due dipendono soprattutto dal numero di giri. In presenza di un riduttore, occorre tener conto delle perdite aggiuntive di quest'ultimo (meccaniche e di ventilazione). I rendimenti medi degli alternatori sono comunque piuttosto eleva ti e divengono migliori all'aumentare della potenza di progetto, per il minore peso relativo delle perdite meccaniche e di ventilazione. Una stima attendibile dei rendimenti attesi di alternatori e riduttori è data da fig.2.20. 1.00.---------o---------~---------o---------,

O. 98 ---- Generatore --------------elettrico o +-J c 0.96

·····-··i··--------·--------------

..................................

__ _____ __..___ ____ ___ ____________ ___

Q)

E "O

----

0 .94

---- - - ~-- ------------------- -- ------ -- --------------- ----

c i Generatore elettrico ~ 0 .92 --··----·----··------- r···-··-·-·---····-+ riduttore

o. 90

·----- ----···········+-------------····-···---:--···-··-·-·------······+·-·--·---·-----······-··

0 .8~.1

' ''' ' '

l

''

.''' '

10

'' '' ' '

100

1000

Potenza, MW Fig.2.20: Rendimenti medi di alternatori e di gruppi alternatore canico, in funzione della loro potenza attiva.

+ riduttore

mec-


3.1

Capitolo 3

PRESTAZIONI DELLE TURBINE A GAS

3.1 Analisi completa del ciclo reale Il calcolo completo di un ciclo di turbina a gas consiste nella stima della potenza, del rendimento e delle caratteristiche termodinamiche dei punti del ciclo tali da poter stendere le specifiche di progetto dei componenti e di altre apparecchiature che dovranno interagire con la macchina. Nonostante la semplicità intrinseca delle turbine a gas e il limitatissimo numero di componenti, il calcolo del ciclo reale è operazione di una certa complessità e delicatezza, in quanto: i risultati sono strettamente dipendenti dalle assunzioni operate riguardo le prestazioni dei componenti : per ottenere risultati realistici è assolutamente necessario fare assunzioni precise circa i parametri che definiscono tali prestazioni (l'esempio più lampante, già discusso al Cap. l, sono i rendimenti di turbina e compressore); il calcolo è proceduralmente complicato dalla presenza del raffreddamento delle pale, che va ricostruito in modo non banale. Riguardo quest'ultimo punto, non ci addentreremo nei dettagli operativi del problema, in quanto la presente trattazione non vuole affrontare aspetti specialistici che interessano i costruttori e i progettisti delle turbine a gas, ma vuole solo fornire gli elementi di base di tali problematiche. Alla luce di quanto esposto nel Cap.2.3, un calcolo del raffreddamento deve prevedere i seguenti punti:

•

nJec-

•

conoscenza della geometria di base della parte raffreddata della turbina, in modo da stabilire le superfici da raffreddare; determinazione della temperatura sopportabile dal materiale delle palette; calcolo del flusso termico necessario ad assicurare tale temperatura; calcolo dell'efficacia del raffreddamento, in funzione del coefficiente di scambio aria-pala e della geometria dei canali; calcolo della portata di refrigerante necessaria; calcolo della pressione a cui prelevare tale refrigerante, che deve essere superiore a quella nel punto di eiezione dalla pala per vincere le perdite di carico nei condotti di adduzione, per creare la quota cinetica necessaria al flusso eiettato e, in una pala rotorica, per accelerare il flusso alla velocità periferica del punto di eiezione; calcolo delle proprietà termodinamiche del flusso risultante da~ miscelamento del flusso principale di gas con il flusso di raffreddante, tenendo conto dell'energia necessaria a portare il flusso miscelato a velocità uniforme.

3.2


Questo tipo di calcolo va ripetuto in un numero opportuno di punti in cui il refrigerante è iniettato, quindi almeno per ogni schiera raffreddata . La soluzione si presta ovviamente a procedure computerizzate. Circa le assunzioni necessarie per il calcolo di un ciclo rea le aperto di turbina a gas, occorre quantificare le cause di scostamento rispetto a un ciclo ideale, già illustrate in 1.3. La tabella 3.1 contiene un elenco di tali assunzioni, con una serie di valori che, a giudizio dell'autore, rappresentano adeguatamente gli standard riscontrabili nelle moderne unità industriali, specie se di grande potenza, con tecnologia collaudata. A tali assunzioni andranno aggiunti i seguenti dati: (i). la portata d'aria, che definisce la taglia e la potenza del la macchina, (ii) il rapporto di compressione !3, che varia in genere tra 10 e 30, di cui discuteremo in seguito. Condizioni ambientali Temperatura, pressione e umidità relativa l5°C, 101325 Pa, 60% Compressore L'lp filtro aspirazione l kPa L'lh;s per ogni stadio 27 kJ/kg Massa t rafilamenti allo scarico compressore 0.8% 2 Rendimento poli tropico SP< l: flp= 0.895·[1-0.07108·1og l0 (SP)] SP;::l: flp= 0.895 Rendimento organico 99.7% Combustore Combustibile: gas naturale (93% CH4- LHV =44.14 MJ/kg) Temperatura e pressione combustibile l5°C, 30 bar L'lp/p combustibile (minimo), L'lp/p aria 33%, 3% Perdite termiche (% del ca lore sviluppato ) 0.4% Temp.totale ingresso l 0 rotore (TIT) 1280°C Turbina L'lh;s, stadi raffreddati l non raffreddati 300/100 kJ/kg 2 Rendimenti pol itropici SP
°'

25

Il parametro SP usato nella valutazione di l'l P è definit o come V ' / L'lh;5 , dove V è la portata volumetrica all'uscita per gli stadi di t urbina e la portata volumetrica media per il compressore.

Tab.3.1: Esempio di assunzioni necessarie per il calcolo di una moderna turbina a gas. Questi valori saranno utilizzati nello sviluppo degli esempi del presente testo, quando non specificato diversamente. Nella tab.3.1 un dato di particolare importanza è ovviamente la TIT: il valore indicato di 1280°C rappresenta ad oggi (2005) un livello medio ragionevole riscontrabile sul mercato sia per le macchine industriali di potenza elevata che per le turbine di derivazione aeronautica . Va comunque specificato che sono oggi da ritenersi

3.3


collaudate macchine con TIT ben più elevate (1350-1380°C), così come sono presenti sul mercato modelli ancora molto validi che operano con TIT decisamente inferiori (1100-1200°C). La fig.3.1 mostra il bilancio energetico e di massa completo e i punti del ciclo derivanti dal calcolo con le assunzioni sopra citate, con riferimento a una portata d'aria di 600 kg/s, tipica di una macchina della classe dei 200 MWe1, e un rapporto di compressione 13=15. Il rendimento della macchina è riferito al potere calorifico inferiore del combustibile usato (LHV) e diviene quindi:

w

7] =

w- -

= --

Gf [a hox.o+ hJ,o -(a + l ) hg,o]

3 1

Gr LHV

( · )

dove l'entalpia h 9,o deve considerare l'acqua contenuta nei gas combusti allo stato vapore (se allo stato liquido si ottiene HHV - vedi Appendice Al) .

IG=

14. 17 kg/s T = 15 p= 30 bar

oc

COMBUSTIBILE N 2 =7 .08% CH4 = 92.92% LHV = 44. 14 MJ/ kg HHV = 48.98 MJ/kg

l

COMBUSTORE: POTENZA I MMESSA = 625.3 MWt (LHV)

l

G = 506 kg/S T= 398.4 °C p = 15.05 bar

G= 520. 2 kg/s T = 1336 ° C p= 14.6 bar

/

-

~

TIT = 1280 °C TIT 1so = 1203 °C

PERD.TERMICA= 2 .5 MW

r------...

---==========-COMPRESSORE 230.4 MW

TRAFIL = 4.8 kg/ s t (2.1 MW )

~

~ PERDITE ORG/MECC. = 2 .0 MW

~

ARIA RAFFR. l

0

.""' = -

-

= ==

ARIA RAFFR. TURBINA= 51.5 kg/s G = 600 kg/s T= 15 °C p = 1.003 bar

l

COMP. MOL. % T= 15 °C Ar = 0 .92 C02 = 0.03 UR = 60% p = 1.013 bar HzO = 1.04 Nz = 77.28 02 = 20. 73

lTURBINA l 457 .1 MW '

UGELLO = 37.7 kg/s

FILTRO

==

COMP. MOL. % COz = 4.27 Ar = 0.88 H20 = 9.47 NZ = 74.08 0 2= 11.3

r---

RENDIMENTO = 0.3555 POT. ELETTR. = 222.3 MW

=0

PERDITE ELETTRICHE = 2.4 MW

(h,.~

SPERSA 394 MW

COMP. MOL. % G = 609.6 kg/s Ar = 0.88 C02 = 3.66 T= 599.7 °C H20 = 8.25 N2 = 74.54 p= 1.02 bar Oz = 12.67

Fig.3.1: Bilancio termico completo di una turbina a gas in ciclo semplice con 8=15, TIT=1280CC, portata aria 600 kg/s. Assunzioni di calcolo da Tab.3.1. Dal bilancio di fig.3 . 1 si possono verificare alcune considerazioni già note in termini qualitativi, ad esempio: (i) la potenza sviluppata dalla turbina è circa doppia di quella assorbita dal compressore (in altri casi, i.e. turbine aeronautiche, risulta solo

3.4


1.5+1.6 volte superiore a quella del compressore a causa del maggior [3); (ii) la potenza termica sviluppata dal combustore e non convertita in lavoro utile è quasi interamente contenuta nei gas di scarico; (iii) l'entità di questa perdita e l'elevata temperatura dei gas (quasi 600°C) rendono estremamente attraente un recupero termico dai gas (vedi Cap.4 e 5) ; (iv) le portate di raffreddamento costituiscono quasi il 15% della portata di aria; (v) la TIT risulta di conseguenza 86°C inferiore alla COTe 77°C superiore alla TIT1so; (vi) la composizione dei gas di scarico segnala una percentuale di Oz del 12.67%, a riprova del largo eccesso di aria discusso in 2.2 (in altre macchine, con TIT inferiori ejo con maggiori rapporti di compressione, l'eccesso d'aria è spesso più elevato, con contenuti di Oz di circa 14+15%). E' interessante valutare la sensibilità delle prestazioni (rendimento e lavoro specifico) alle assunzioni di ca lT] pc colo. La fig.3.2 mostra i risultati di uT]pt n'analisi effettuata variando alcune ipotesi importanti rispetto a quelle di TIT Tab.3.1, per lo stesso caso base di Tbmx fig.3.1. Si noti che: TIT - la variazione di un solo punto per- Tbmx cent uale di rend imento politropico delle L'lp in turbomacchine ha influenza di rilievo sia su 11 che su w, specie per ciò che L'lp ex riguarda la turbina (a causa del lavoro L'l pc più grande); - un aumento di TIT (a pari tecnolo-l -0.5 0.5 o l gia di raffreddamento) ha un'influenza Variazione di rendimento, punti % fortemente benefica sul lavoro specifico, ma comporta una lieve diminuzione +l pto% T] PC del rendimento: ciò è causato solamente dalle maggiori portate di raffreddamento richieste. Un aumento della temperatura sopportabile dal materiale delle pale (Tbmx) ha effetti benefici per il motivo opposto. E' interessante notare che un aumento congiunto di TIT e di Tbmx (come è più ragionevole, perchè i due parametri sono tra loro correlati) permette un aumento del rend imento, oltre che di w; - le perdite di carico (aspirazione, combustore e scarico) hanno effetti tutt'altro che trascurabili, sia sul rendimento che su l lavoro specifico. Se, per puro esercizio, combiniamo insieme tutti gli effetti in senso negativo considerati in fig.3.2, si ottiene 1')=32.54% e w=318 kJ/kg; combinandoli tutti in senso positivo si ottiene 1')=37.88 e w=42 1. La sensibilità delle

•

,., pt

•

TIT

Tbmx

• L'l pc -8

-6

-4

-2

o

2

4

6

8

Variazione di lavoro specifico, %

Fig.3.2: Analisi di sensibilità di rendimento e lavoro specifico della turbina a gas di fig.3.1 alla variazione delle assunzioni di calcolo rispetto a( valori riportati in Tab.J .l.


3.5

prestazioni di un ciclo a variazioni anche così piccole delle assunzioni è quindi elevatissima e dimostra numericamente come sia importante nel progetto di una turbina a gas raggiu ngere i massimi livelli di capacità progettua le consent iti dalla migliore tecnologia del momento . Nella realtà, l'evoluzione delle macchine prevede parallelamente interventi migliorativi su diversi fronti (rendimenti di turbina e compressore, miglioramento dei materiali, affinamento dei sistemi di raffreddamento delle pale, aumento della TIT, aumento del rapporto di compressione). E' quindi possibile individuare degli scenari tecnologici diversi, che fotografano lo stato di avanzamento delle turbine a gas, nonché, più didatticamente, la dipendenza delle loro prestazioni dallo scenario tecnologico stesso. Non va infine trascurato l' "effetto taglia" ovvero il fatto che le macchine più piccole sono intrinsecamente meno efficienti di quelle grandi, perchè:

•

0%

le turbomacchine hanno rendimenti inferiori, per i noti motivi legati all'impossibilità di una rigorosa similitudine (par.2.1.1), le sofisticazioni accettabili su grandi unità non lo sono più su piccole macchine, per motivi sia economici che tecnologici: ci riferiamo alle tecniche di raffreddamento, alla progettazione fluidodinamica, al numero di stadi delle turbomacchine, ai materiali, etc.

Per discutere questi aspetti (livello tecnolog ico e effetto taglia) si può guardare la fig.3.3, dove sono mostrate le prestazioni, al variare del rapporto di compressione, di quattro famiglie di macchine, le cui assunzioni di calcolo sono riportate in Tab.3 .2, per i valori differenziati rispetto a quelli di Tab.3.1. I livelli tecnologici indicati in fig.3.3 sono stati associati a una data (simbolica) di prima introduzione della tecnologia, ad indicare che il livello C è rappresentativo delle macchine della genera zione "E" (presenti sul mercato da circa 20 anni), il livello B è quello attualmente più diffuso (generazione "FA", presente sul mercato da circa un decennio), il livello A è quello che ad oggi (2005) rappresenta le tecnologie più avanzate e talvolta ancora non completamente referenziate (generazione "FB" e "G"). Dall'esame di fig.3 .3 si possono trarre importanti conclusioni: Gli effetti di taglia sono molto evidenti : una macchina della classe di pochi MWe1 supera appena il 25% di rendimento (casi C - piccole unità), mentre a quasi parità di livello tecnologico, una da 100 MWe1 (casi C- grandi unità) si colloca tra il 30 e il 35%: per quest'ultima il rendimento delle turbomacchine si avvicina molto a llp,oo, mentre per le piccole risulta di circa 0.85, in accordo con la fig .2 .6; L'incremento di prestazioni dalla tecnologia C a quella B è molto ma rcato in termini di lavoro specifico ( +30% circa). In termini di rendimento si è assistito a un aumento di circa 2 punti se si adottano i rapporti di compressione che corrispondono al massimo lavoro (12.;-18). L' incremento è più marcato (fino a 5 punti) se si impiegano ~ più elevati, fino a 30, resi possibili dai migliori rendimenti delle turbomacchine (si ricordino le considerazioni fatte in 1.3 - scostamento dei cicli ideali da quelli reali - qui confermate con mag1 giore realismo) e dal miglioramento del raffreddamento . 1 Ad alti 13, l'aria disponibile per il raffreddamento è a temperatura molto elevata, in corrispondenza dell' aumento di T2. E' quindi necessaria una tecnologia avanzata per consentire uno scambio termico elevato con LlT limitati tra refrigerante e il metallo. Di fatto la tecnologia C non consente il raggiungimento di 13=30 perché sarebbero necessarie portate di refrigerante incompatibili con lo smaltimento del flusso nella sezione delle pale.

3.6


•

Il passaggio alla tecnologia A mostra incrementi non dissimili da quelli già discussi, confermando ulteriormente la convenienza ad usare rapporti di compressione sempre più elevati al crescere di TIT.

Tab.3.2: Assunzioni che descrivono i livelli tecnologici considerati in fig.3.3: sono riportati solo i valori variati rispetto a Tab.3.1. Per la tecnologia di raffreddamento, il valore espresso è relativo al raffreddamento per convezione; f.c. significa film cooling. ( *J i due valori sono per stadi raffreddati e non; (••J i due valori sono per il 1 "Ugello e per le restanti schiere. Tecnologia Portata aria, kg/s TIT, oc fl pc,oo fl pt,oo

(•)

T bmx (•• ), °C Tecnologia raffreddamento

c (1985) piccole unità

c (1985) grandi unità

B (1995) grandi unità

A (2005) grandi unità

10 1100 0.885 .88/.915 800/780 media no f.c.

400 1100 0.885 .88/.915 800/780 medio/alta no f.c.

600 1250 0.895 .89/.925 830/800 medio/alta f .c. l 0 Ug.

600 1400 0.905 .90/.925 880/850 alta f .c.

0.45 r;::::=========:;--:-------:---~ Cicli reali: analisi completa (grandi unità)

0.40 o c

"'-' Q)

E 0.35 -o

30

24 B=30 24···:.--·-------- .............. . Tecn.B: 18 1995 11.. 18 ! 15 21 i i

........... , ........... ...--------'--,

. . . . .. L~:~-~

c

__ 18 ................... J~j---------+------------· 15 12

Q)

c:r:

B=36i

: 12

!:::

•

:

Tecn.A:

-

0.30 ........... ..............g ..... j.......................... j... 2005

!

B= 18 i 15 12. . ... (piccole unità)

!

l !

9

0.25~--~-.~~--~----~----~1 ----~--~

200

300

400

500

Lavoro specifico, kJ/kg Fig.3.3: Rendimento e lavoro specifico di cicli semplici reali di turbina a gas al variare del rapporto di compressione. Assunzioni di calcolo da Tab.3.1, con le variazioni imposte da Tab.3.2 per le tecnologie A e C.

-- -


3.7

3.2 Analisi entropica L'utilizzo del secondo principio della termodinamica, congiuntamente al primo, permette di esprimere il rend imento di un ciclo di potenza in funzione delle perdite causate dalla produzione entropica nei processi irreversibili che si verificano all'interno del ciclo e nelle sue interazioni con l'ambiente esterno. Si ricorda che i concetti e le applicazioni dell'analisi entropica sono esposte nell'appendice. In questo paragrafo discuteremo l'analisi entropica di alcuni casi significativi di ciclo semplice, con lo scopo di comprendere la ripartizione delle perdite secondo i vari fenomeni fisici, a cui attribuire il giusto rilievo in termini numerici, e di capire, entro certi limiti, quali margini di miglioramento sono possibi li rimuovendo in parte tali perdite o, meglio, sostituendo i processi irreversibili con altri più vicini alla reversibilità. Si farà riferimento a un rendimento di secondo principio definito come:

_ W _ W.-ev -ToM -] ToL;~S; -] "" A 1J11 - -- - - - L..; u7Jm Wrev W rev W rev

(3.2)

dove con L1fln si intendono le perdite di rendimento di cui discutere. Riguardo al denominatore (Wrev), nei cicli alimentati a combustibile fossile si pone il problema di stabilire quale sia la potenza ottenibile da un combustibile con processi reversibili. Definiremo Wrev.f riferendoci al "lavoro reversibile" (Wrev.r) del combustibile, ossia:

Wrev.j= Gax (h-To·s" Jox.O + Gl(h - To·/ }f.O- Gg(h-To·s· Jg.O

(3.3)

dove con s • si intende l'entropia depurata dal contributo del lavoro di miscela mento ottenibile sfruttando la differenza di composizione chimica dei reagenti, ossia : N

s • = s- ~ Smit = s- Rg

·L

X;

·In (x)

(3.4)

i=/

Una definizione alternativa è possibile usando a denominatore l' "exergia" del combustibile (exr), inserendo sin luogo di s* nella (3.3) (vedi, per maggiori informazioni, l'appendice). La differenza tra i possibili denominatori del rendimento di un ciclo a combustione (LHV, HHV, Wrev,r, exr) dipende dalla composizione chimica del combustibile. Per quello usato nei calcoli a cui ci riferiamo nel presente capitolo (una miscela al 93% di metano e al 7% di azoto, quest'ultimo aggiunto solo per rispettare il potere calorifico di un gas naturale medio) si ha: LHV=44137; HHV=48978; Wrev,t = 45606; exr = 46359 [kJ/kg]

va-

Ciò crea una differenza tra i valori di 11 (che usa LHV) e di fln (che usa Wrev,r), non grandissima ma neppure trascurabile (è naturalmente sempre possibile, anche se formalmente meno corretto, riferire i termini To8S a LHV ed ottenere una analisi delle irreversibilità rispetto a 11 invece che a fln). La fig.3.4 mostra l'analisi delle perdite per il primo principio (flussi di energia) e per il secondo principio (perdite entropiche) del ciclo a gas di fig.3.1. Come è ben noto le due analisi differiscono profondamente: se quella di l o principio attribuisce quasi tutta la mancata conversione in lavoro allo scarico dei gas, quella di 2° fa rilevare quattro importanti voci di perdita: due dovute alla non reversibilità della compressione e dell'espansione e due ai processi di scambio di energia termica. Soffermiamoci su questi ultimi, che sono di gran lunga più importanti: lo scarico dei gas caldi costituisce senz'altro un evidente difetto del ciclo semplice, a cui è possibile ovviare in due modi: (i) recuperando il calore per ulteriore produzione di potenza (il metodo più efficiente è il ciclo combinato gas/vapore che vedremo al

3.8


Cap.4), (ii) diminuendo la temperatura dei gas di scarico, il che è possibile, a pari TIT, con un più alto rapporto di compressione (si veda, a seguito, il ciclo a 13=30). Numericamente altrettanto importante è l'irreversibilità nella combustione (29 punti) che rende conto della degradazione dell'energia chimica del combustibile all'energia termica necessaria all'innalzamento di temperatura del fluido di lavoro. La perdita è ingente nonostante l'introduzione di calore avvenga a una temperatura media molto elevata (da 400 a 1300°C circa). L'unica possibilità per ridurre la perdita di combustione è innalzare ulteriormente tale temperatura media: ciò richiede, in un ciclo semplice, di: (i) elevare la TIT, (ii) aumentare il rapporto di compressione, ovvero la temperatura di ingresso nel combustore. Ciò conferma le linee di sviluppo da sempre perseguite dai progettisti di turbine a gas.

Analisi 1 o principio

l

Scarico gas 63.0 %

Analisi 2° principio

El./mecc. - 0.71% ./ . Combustione 28.91% Espansione 4.61%

Scarico gas 28.66%

Fig.3.4: Analisi di primo e di secondo principio della turbina a gas di fig.3.1.

L'analisi entropica di fig.3.4 mostra le perdite raggruppate in quattro gruppi principali. E' possibile ottenere un dettaglio maggiore, collegando una perdita di rendimento ad ogni singolo fenomeno irreversibile presente nella macchina, come elencato in Tab.3.3. Tale tabella contiene un confronto tra il ciclo di fig.3.1 e un ciclo calcolato con identiche assunzioni ma con un rapporto di compressione di 30: il bilancio termico e i punti di tale ciclo sono illustrati in fig.3.5. Il confronto permette di quantificare i miglioramenti ottenibili con l'aumento di 13 e di approfondire l'effetto del rapporto di compressione sulle prestazioni delle turbine a gas: in virtù della maggior temperatura del comburente (551 oc contro 398) le perdite di combustione diminuiscono di oltre 2 punti; in virtù della minor temperatura dei gas scaricati ( 473°C contro 600) le perdite relative diminuiscono di ben 5 punti; aumentano in modo sensibile (oltre 3 punti) le perdite di compressione e di espansione, a causa del maggior lavoro effettuato dalle due macchine; le perdite connesse al raffreddamento risentono della maggior temperatura di tali flussi a 13=30: aumentano quelle di scarico del refrigerante nel flusso principale, a causa dell'aumento della massa iniettata, diminuiscono quelle di scambio termico, per la minor differenza di temperatura tra refrigerante e flusso principale (il primo effetto è comunque pre ponderante) .


3.9

Tab.3.3: Analisi entropica di due cicli di turbina a gas aventi rapporto di compressione 15 e 30, in accordo con le assunzioni riportate in Tab.3.1.

Fenomeno irreversibile llp aspirazione Compressione Perdita di massa Combustione Perdite termiche llp combustore Espansione raffreddata Espansione non raffreddata Scarico e llp refrigerante Scambio termico raffreddamento Diffusore llp scarico Scarico gas Perdite organiche Perdite elettriche Compressione gas naturale Rendimento 2° principio

398) le e per-

Ciclo P=15

Ciclo P=30

0.077 2.390 0.275 27.930 0.556 0.422 1.753 0.506 1.347 0.482 0.519 0.078 28 .580 0.319 0.368

0.094 3.689 0.479 25.680 0.545 0.314 2.072 1.172 2.340 0.332 0.621 0.094 23.420 0.489 0.429 0.100 38.130

34.398

Guardando con maggior dettaglio i risultati esposti in fig.3.5, si comprende come il maggior rendimento del ciclo a 13=30 sia ottenuto a prezzo elevato dal punto di vista costruttivo e impiantistico, in riferimento al compressore e alla turbina. Infatti, per ottenere una minor potenza utile (202 MWe1 invece di 222) a parità di portata d'aria (e quindi in prima analisi a parità di dimensione frontale delle macchine) si impiegano macchine di potenza singolarmente assai superiore, con un maggior numero di stadi e quindi più raffinate e costose. Inoltre l'energia termica disponibile allo scarico della turbina è diminuita di un 25% rispetto al caso con 13=15: se ciò è irrilevante per un ciclo semplice, può al contrario divenire un difetto qualora tale energia termica venga recuperata in modo utile (cogenerazione, cicli combinati, etc.). Si noti anche che è indispensabile comprimere il gas naturale per poter alimentare un combustore con la necessaria sovrapressione agli ugelli del combustore: ciò costituisce spesso una ulteriore complicazione impiantistica. Un'ultima considerazione può chiarire il significato dell'analisi entropica dei cicli. E' infatti curioso notare come, nel ciclo a 13=15, la perdita collegata al Llp dei gas di scarico comporti un lll'} di 0.078 punti, mentre la fig.3.2 segnala che in assenza di tale Llp il rendimento del ciclo aumenterebbe di 0.22 punti. Lo scollamento tra i due valori non deve trarre in inganno: infatti il Lli'J segnalato dall'analisi entropiea non ha il significato di "punti di rendimento guadagnati se l'irreversibilità in oggetto venisse rimossa", ma è più semplicemente proporzionale al "lavoro perso compiendo una certa trasformazione in modo irreversibile" invece che in modo reversibile. Tale lavoro nel caso di una perdita di carico isoentalpica vale R9 T o·ln(p4/Po), intendendo con "4" il punto all'uscita della turbina. Se invece il l'lp venisse rimosso, l'espansione da P4 a po non sarebbe isoentalpica ma una politropica caratterizzata dal rendimento della turbina: il punto finale dell'espansione sarebbe quindi a temperatura più bassa, riducendo le perdite termiche allo scarico e giustificando così lo scollamento tra i due valori sopra segnalati. Solo qualora il processo a valle fosse reversibile (cioè se i fumi venissero riportati reversibilmente allo stato morto) i due valori coinciderebbero . La considerazione è di carattere generale: ad esempio, se il compressore

3.10


avesse rendimento unitario, non si guadagnerebbe il relativo Llr], perchè la minor temperatura del comburente farebbe aumentare le irreversibilità nella combustione. Più in generale, il lettore non deve pensare all'analisi entropica come un sostituto dell'analisi di sensibilità del rendimento di un ciclo alla qualità dei componenti, ma più semplicemente a un indicatore delle perdite di lavoro subite a causa della non-reversibilità di una ben definita trasformazione, senza tener conto della v ariazione dei processi concatenati qualora l'irreversibilità venisse rimossa. COMP. MOL. % G = 465.7 kg/s Ar = 0.88 C02 = 3.93 T = 1392 "C H 20 = 8.79 N2 = 74.34 p= 29.2 bar 0 2 = 12.07 COMBUSTIBILE N 2 = 7.08% CH, = 92.92% LHV = 44.14 MJ/kg HHV = 48.98 MJ/kg

•

._

COMBUSTORE: POTENZA IMMESSA=513.9MWt (LHV)

TIT = 1280 "C TIT ISO = 1199 "C

COMPRESSORE 327.8 MW

ARIA RAFFR. 1" UGELLO = 79.8 kg/s

T= 15 "C UR = 60 % p = 1.01 3 bar

COMP. MOL. % Ar = 0.92 CCz = 0.03 H 20= 1.Q4 N2 =77.28 0 2 = 20.73

COMP.MOL. G = 606.6 kg/s Ar = 0.89 Hz0 = 7.01 T = 472.9 • c p = 1.02 bar o 2 = 14.06

% CCz = 3.03 N2 =75 .01

Fig.3.5: Bilancio termico completo di una turbina a gas in ciclo semplice con 8 =30, TIT= 1280'C, portata aria 600 kgjs. Assunzioni di calcolo da Tab.3.1.

3.3 Il mercato delle turbine a gas Strutturalmente, la turbina a gas in ciclo semplice aperto è una macchine assai semplice e compatta, in relazione alla potenza sviluppata. Come si è visto al Cap .2, gli organi costitutivi sono limitati alle turbomacchine e alla sezione di combustione, ancor più compatta: sono del tutto assenti organi di scambio termico interagenti con l'ambiente esterno. Se si guarda per esempio al lay-out di una cen trale a vapore, si ha una immediata percezione di quali siano gli spazi e gli impegni di materiale dedicati al generatore di vapore in primo luogo, ma anche al conden satore (soprattutto se si dev e ricorrere a torri di raffreddamento a umido o, peggio, a secco), alla linea di alimento del liquido, al piping, agli ausiliari. Una turbina a gas ha invece dimensioni paragonabili a quelle del solo turbogruppo di una centrale a

•


3.11

vapore di pari potenza. A tale compattezza intrinseca, che ne ha decretato il successo incontrastato in campo aeronautico, corrispondono numerosi vantaggi di grande peso anche in campo industriale:

•

·ce con

possibilità di installazione in spazi limitati; facilità di trasporto e montaggio in fabbrica invece che in cantiere; tempi di installazione e di realizzazione dell'impianto drasticamente limitati rispetto alle centrali a vapore (ad esempio, l anno invece che 4+6) con conseguente risparmio sull'immobilizzo del denaro; non necessità di acqua di raffreddamento : ciò rende enormemente più libera la scelta del sito per l'installazione; costo di investimento limitato: questo è l'aspetto sovente più importante, conseguenza primaria delle dimensioni contenute e del modesto impegno di materiale. Si stima che, per potenze di ri lievo (oltre 100 MWel) sia possibi le oggi costruire una centrale completa in ciclo semplice, alimentata a gas naturale, a un costo specifico di 350+400 USD/kWel, una valutazione di circa 3 volte inferiore rispetto a una centrale a vapore che usi lo stesso combustibile (per cui si stimano 1000+1200 USD/kWel).

Due considerazioni hanno limitato l'impiego delle turbine a gas nei passati decenni: l'affidabilità e il rendimento. A tutt'oggi si può tranquillamente affermare che l'affi2 dabilità e la disponibilità delle turbine a gas siano significativamente superiori a quelle delle centrali a vapore. Circa il rendimento, il quadro generale sarà più completo nei prossimi paragrafi, ma abbiamo già visto (cap.3.1), che il divario rispetto al rendimento tipico delle migliori centrali a vapore (40+43%) si è notevolmente ridotto nell'ultimo decennio, fino ad annullarsi per le macchine aero-derivative più grandi. Non bisogna poi dimenticare la possibilità di sfruttamento del calore in uscita dal ciclo, di valore termodinamico nullo in un ciclo a vapore e invece elevatissimo nelle turbine a gas, in virtù della alta temperatura dei gas di scarico: il recupero di questo calore in modo utile per produzione di energia meccanica (cap.4 e 5) o termica ( cap.6) porterà le prestazioni termodinamiche a livelli molto più elevati di quelli conseguiti con le tecnologie del vapore. L'unica vera limitazione delle turbine a gas è legata alla necessità di operare con combustibili pulit i (e relativamente costosi), come discusso in 2.2.1. D'altro canto, l'alto livello tecnologico delle turbine a gas, unitamente alla complessità dello sviluppo e della progettazione, fanno sì che il mercato di queste macchine sia molto rigido e articolato su modelli ben definiti. I seguenti paragrafi 3.3 .1 e 3.3.2 sono orientati a darne una panoramica sufficientemente esauriente.

3.3.1 Macchine heavy-duty e aero-derivative Le turbine a gas per applicazioni stazionarie sono, dal punto di vista costruttivo e progettuale, classificabili secondo due categorie:

"heavy-duty" o industriali: progettate e sviluppate esclusivamente per l'impiego industriale e principalmente per la produzione dì energia elettrica; "aero- derivative" : derivate, con modifiche più ridotte possibili, da motori progettati e sviluppati per la propulsione aeronautica. 2

Si ricorda che la disponibilità è la frazione di tempo per cu i una macchina è in grado di operare efficientemente in un certo arco temporale, mentre l'affidabilità è riferita al tempo totale detratto il periodo di fermate programmate per la manutenzione o per altri mot ivi.

3.12


Le macchine heavy-duty sono generalmente caratterizzate da una progettazione più essenziale e più pesante, in cui la riduzione del peso e dell'ingombro non è un fattore determinante rispetto alla riduzione dei costi di costruzione. Nella stragrande maggioranza sono caratterizzate da una costruzione monoalbero, ovvero la turbina e il compressore sono calettati sullo stesso albero che trasmette la potenza al giunto dell'utilizzatore (fig.3.6a). Sono in genere caratterizzate da rapporti di compressione inferiori ai valori ottimali per il rendimento (vedi fig.3.3), perchè:

• al fine di ridurre i costi, si preferisce privilegiare il lavoro specifico; sempre per motivi di costi, un valore moderato di ~ consente di utilizzare turbomacchine più semplici e con minor numero di stadi; l'elevato contenuto termico dei gas di scarico, conseguente al ~ ridotto, andrebbe certamente dissipato in un motore aeronautico, ma molto spesso viene recuperato nelle applicazioni stazionarie; se l'applicazione prevalente prevista è il ciclo combinato (situazione assai frequente!) il ~ ottima le anche per il rendimento è assai più contenuto che nel ciclo semplice (ne parleremo diffusamente al cap.4). Le macchine di derivazione aeronautica hanno caratteristiche sensibilmente differenti. In primo luogo è essenziale che siano leggere, per poter aumentare il carico utile (il "pay-load") dell'aeromobile, e di ridotta sezione frontale, per diminuire la resistenza aerodinamica (da cui per esempio l'adozione dei combustori anulari). Inoltre, l'ottenimento di un rendimento del ciclo elevato ha una valenza in più rispetto alle applicazioni stazionarie: esso consente non solo di contenere la spesa per il combustibile, ma anche di diminuire il peso (ingente!!) del carburante da trasportare, soprattutto al decollo, consentendo un ulteriore e fondamentale aumento del pay-load . Le turbine aeronautiche sono quindi dotate di tutti gli accorgimenti tecnicamente fattibili per ottenere il massimo rendimento, talvolta a discapito dell'economicità della costruzione. In particolare esse adottano ra pporti di compressione notevolmente più elevati rispetto ai modelli industriali, ma si distinguono anche per sistemi di raffreddamento molto sofisticati e per disegni delle turbomacchine particolarmente avanzati. Importante è anche il ricorso a soluzioni multi-albero, che vedono gli stadi di alta pressione del compressore e della turbina calettati su un albero più veloce rispetto agli stadi di bassa pressione (fig.3 .6-b2), ottimizzan done il numero di giri specifico e quindi il rendimento (si ricordi il par.2.1): per esempio, le t urbine Rolls-Royce di maggiori dimensioni hanno addirittura tre alberi. La conversione da un motore aeronautico a una versione per applicazioni stazionarie richiede delle modifiche differenti a seconda della destinazione del motore di origine; si distinguono due casi estremi : l) Il motore a getto (o a reazione): la spinta propulsiva è generata da un ugello propulsivo, che crea un getto di gas combusti ad elevata velocità uscente dal motore (fig.3.6-cl). La turbina a gas non genera potenza (il compressore e la turbina sono meccanicamente bilanciati, assumendo il nome di "generatore di gas"), ma produce una corrente di gas caldi in pressione che viene espansa nell'ugello, generando energia cinetica che, per effetto di reazione, fa avanzare il velivolo. La trasformazione per produzione di potenza richiede che la corrente di gas uscente dal generatore di gas venga fatta espandere in una turbina, generando così potenza meccanica (fig.3.6-c2). Tale turbina, detta "turbina di potenza", non è presente nel motore originale e va progettata ad hoc. 2) Il motore a elica (turboelica): la turbina a gas produce potenza meccani-


ca, utilizzata per muovere un organo propulsivo apposito, cioè l'elica (fig.3.6- dl). Nell'uso stazionario è sufficiente sostituire l'elica con l'utilizzatore meccanico desiderato (fig.3 .6-d2).

3.1 3

n•D=CJ=e

a) turbina industriale monoalbero stadi bassa pressione

~

Nella realtà, i due tipi sopra Il. . ~ descritti coprono una parte piuttosto limitata delle applibl) turbina o gen.di gas b2) turbina o gen.di gas cazioni, perché da un lato il monoalbero bi-albero turboelica è impiegato solo ugello generatore generatore turbina di per aeromobili di piccole dimensioni o per il trasci~s~~za~ namento del rotore di elicotWl·~ teri, con potenze massime di pochi MW, e dall 'altro il c2) turbogas stazionario cl) motore a getto motore a getto puro è un derivato da motore a getto propulsore efficiente solo , per aerei molto ve lod (che abbiano velocità di crociera ~ elica superiori a Mach 2 e oltre), il che esclude tutti i velivoli d2) turbogas stazionario dl) turboelica commerciali e gran parte di derivato da turboelica 4 quelli militari . I motori ae, ronautici sono, quasi esclusivamente, del tipo a "bypass" (fig.3.6e), ovvero la turbina a gas alimenta l'u....o!O...'-+_aria di by-pass gello propulsivo ma produce anche potenza meccanica. e) motore con by-pass Quest'ultima è utilizzata dal "fan", ovvero uno stadio di Fig.3.6: Disposizione indicativa delle turbine a gas compressore che agisce in per impieghi industriali o aeronautici, e schematizzaparte da elica, generando zione delle possibili trasformazioni di propulsori aeroun getto a velocità ridotta, e nautici in macchine per la generazione di potenza. in parte da stadio iniziale del generatore di gas. I l rapporto di by-pass è definito come il rapporto tra la portata d'aria che non fluisce nella turbina a gas (quindi la "by-passa") rispetto a quella che evolve nel ciclo termodinamico (vale quindi zero per il jet puro) . I motori d'aereo più moderni sono caratterizzati da rapporti di by-pass molto alti (fino a 8+10) per i velivoli commerciali e più moderati per quelli militari (2+3) o di progettazione

..~~: ..

...

...

3

La velocità teorica del getto per il massimo rendimento propulsivo è infatti pari alla velocità dell'aeromobile stesso, in modo che l'energia cinetica del getto rispetto all'osservatore fisso sia nulla. Essendo la pressione a monte del getto piuttosto elevata (3+6 bar), il getto risulta fortemente supersonico. 4 Anche se molti aerei militari da caccia sono capaci di volare a Mach 2 e oltre, tali velocità sono ottenute con l'uso della piena post-combustione. Il motore è ottimizzato, in termini di consumi specifici, per velocità di crociera leggermente subsoniche, non molto differenti di quelle degli aerei commerciali.


3.14

più datata. Nella versione stazionaria, un motore a basso-medio rapporto di bypass necessiterà ancora della turbina di potenza (es: GE LM2500), ma questa non sarà necessaria per un motore ad alto rapporto di by-pass, dove l'utilizzatore meccanico più semplicemente sostituirà il fan: è questo il caso delle macchine aeroderivative più recenti, come la GE LM6000 e la Rolls-Royce Trent, che mostrano i rendimenti più elevati oggi ottenuti in ciclo semplice, superiori al 40%. Quest'ultimo tipo di trasformazione minimizza gli interventi e quindi i costi relativi alla conversione di una macchina aeronautica in una industriale. Va tuttavia fatto notare che l'adozione della turbina di potenza permette di svincolare il numero di giri dell'albero del generatore di gas da quello della tu rbina di potenza stessa, essendo solo quest'ultima vincolata all'utilizzatore meccanico: è quindi possibile operare il generatore di gas a carichi ridotti variando il suo numero di giri, pur mantenendo costante la velocità di rotazione dell'utilizzatore. Questa opzione, preclusa alle turbine industriali monoalbero e a quelle derivate da motori ad alto bypass, accresce la flessibilità operativa delle macchine e in talune applicazioni il van taggio può risultare di una certa importanza. Dal punto di vista dei costi, le turbine aero-derivative godono di un'economia di scala resa possibile dal grande numero di motori d'aereo richiesti dal mercato: i loro notevolissimi costi di sviluppo sono sostanzialmente ammortizzati da tale mercato, piuttosto che da quello industriale. Le loro caratteristiche le rendono tuttavia intrinsecamente più costose dei modelli heavy-duty, in termini specifici alla potenza. Il loro punto di forza risiede nei rendimenti più elevati, frutto della già discussa impostazione di base del loro progetto termodinamico, che consente un'importante riduzione del costo del combustibile impiegato a parità di energia utile prodotta, soprattutto in quella fascia di potenza ( < 50 MW) dove i cicli combinati non sono pienamente competitivi.

3.3.2 Rassegna delle moderne unità Il m ercato delle turbine a gas per applicazioni stazionarie comprende un numero di costruttori e di modelli relativamente limitato: si ricord i che si t ratta di macchine di progettazione "rigida", nel senso che non sono mai adattabili alle specifiche del cliente. L'appendice AS comprende una rassegna di tali macchine, con le loro principali caratteristiche di funzionamento. Tale rassegna potrebbe essere più lunga, se si considera che la stessa macchina è molto spesso venduta in "package" oltre che dal costruttore originale (OEM) da numerosi altri costruttori, licenziatari e installatori (ogni macchina è stata elencata una sola volta per il suo OEM) . L'app.AS ha lo scopo di offrire una panoramica sulla situazione t ecnologica e sulla gamma di proposte del mercato. La situazione industriale è peraltro complessa e in continua evoluzione, in virtù di accordi industriali, di licenze, di cooperazioni e di acquisizioni. Dal punto di vista didattico e scientifico, è importante rilevare il dato più significativo dal punto di vista delle prestazioni, e cioè il re ndimento delle macchine presenti sul mercato. La fig.3.7 mostra il suo andamento in funzione della potenza elettrica sviluppata. Si noti che:

• La crescita del rendimento con la potenza è chiaramente evidenziata: nel campo dei pochi MWe1 non si superano valori del 30% (ma spesso sono considerevolmente più bassi), mentre le grandi macchine industriali mostrano rendimenti attorno al 35% al 40%. I motivi per cui le grandi macchine godono di miglior rendimento sono già stati discussi ma può essere utile ripeterli in sintesi: (i) miglior rendimento isoentropico di turbina e compressore ( effetto di scala sulla similitudine), (ii) migliori sistemi di raffreddamento delle

•

=

combinati


•

•

3.15

palettature e quindi TIT più elevate, (iii) maggior livello tecnologico generale, reso possibile dalle economie di scala. Le turbine aero-derivative hanno rendimenti mediamente più elevati, soprattutto nella fascia di potenza tra 10 e 50 MWe1con rendimenti che si avvicinano al 40% e talvolta lo superano (macchine da 40-50 MW, con elevatissimi rapporti di compressione, tesi alla piena ottimizzazione del rendimento). I rendimenti più elevati in assoluto sono ottenuti da cicli modificati rispetto al ciclo semplice (iniezione di vapore, rigenerazione, intercooling e rigenerazione) di cui si parlerà nei seguenti capitoli. Tali rendimenti sono ottenuti con recuperi di calore più meno completi dai gas di scarico. 50

•STIG 45

o::R 40

__ o Rigen/IC 0 HD fino 1994

Q)

c: c:r::

30

:

-- -:.

c:

'O

j

:

;:~::::,~:::

..

.....o 35 E

--------------------·--------;·-----------------------------o-------------------------------

-

-- -- - -

H

-

-

-

-

H-~

-

OH

~

Q)

6 :

25

--- -- ----- -···· --- 6

20

o

o -

À -

l

:v

15 100

•

ttl

D

.

~ · c~ ~:: Jr - <».·-- 1,.~/kf. o-· ·o·-~-

À

_........

6.<>-~~t··~~~-

--~j -<;~

:o ,_ _____,_ -- -·

•

t i "-

0._. _. - --

.

-- .

H

H

O

---- -

-

----

:

<>

À

1000

10000

100000

1000000

Potenza, kW

Fig.3. 7: Rendimento in condizione ISO delle turbine a gas presenti sul mercato, in funzione della loro potenza. Dati da app.A5 (fonte ivi citata). In legenda: STIG= iniezione di vapore (par.5.5), Rigen/ IC= ciclo rigenerativo o inter-refrigerato (par.5.1 -5.2), HD= industriali (heavy-duty), AD= aero-derivative. Confrontando inoltre il posizionamento dei modelli più recenti rispetto a quelli più datati appare evidente l'avanzamento delle prestazioni delle turbine a gas. Si può concludere che, pur limitandosi al ciclo semplice, l'idea t rad iziona le della turbina a gas come macchina a basso rendimento non sia più accettabile: si pensi infatti che, se nel paragone con le macchine a vapore ci si riferisce più correttamente a centrali di media taglia (20-80 MW) per autoproduzione industriale, queste ultime hanno rendimenti netti non certo superiori al 35%, un valore alla portata delle macchine heavy-duty, per non parlare di quelle aero-derivative. Se ci si vuole riferire alle grandi centrali elettriche, il cui rendimento può attestarsi tra il 40 e il 45% (i v alori superiori per le tipologie più avanzate, note come Ultra-super- critfcal (USC), descritte nell'appendice A4 ), il confronto più corretto va fatto con i cicl i combinati (CapA) che hanno rendim enti superiori al 55% , da cui emerge chiaramente la su-


3.16

periorità delle tecnologie basate sulle t urbine a gas, in virtù delle elevate temperature conseguibili. La fig.3.8 mostra il lavoro specifico delle unità presenti sul mercato. Anche in questo caso si nota un andamento crescente con la potenza, ancora dovuto all'aumento di TIT (tecnologia più sofisticata, miglior raffreddamento) e al maggior rendimento delle macchine. I risultati ottenuti dalle più grandi macchine industriali (> 150 MW) sono evidenti, con valori di lavoro superiori a 400 kJ/kg. Si può notare come le macchine aero-derivative e quelle industriali siano invece piuttosto indifferenziate, contrariamente al caso del rendimento. I valori più elevati di lavoro specifico sono ottenuti dalle macchine inter-refrigerate della classe dei 100 MW. 500

•STIG 450

..

Ol

~ --... ~

~

o

D

400

O HDfino1994 : ! ·~ --- • HD dopo 1994 ----------- ---- ------ -------r------- --- ------- --- --------··t··- ---~-•-----------------

350

t. AD fino 1994 --- • AD dopo 1994

i • ,w. • i • ---------------------•----~-----~-- ti;l~----"#..it----1-------------------------------

~ ~rl. :~. ~ ~,otz~---- - . .

u

ç

--- ___ __

·o 3oo a. (/)

2

250

-l

200

A----· .----

~· • • ..._ • o .,'6,S • •o~ i --- .~.----·~·&-~- t." "15." t. ;..... ~ oovu ~ .~ o t.~

o > IO

BI.

.

------·---------·-----------~-------------- ----------------+-----------··--------------

Rigen/ IC

~o•

:o 150

----------------------0

100 100

.

~<>-- -- l ~

o

:~------------

:

i o 1000

o t.

.....<> _____ _____ ___ ·

.

: .

· -,-------- -------

t.

-:-

...

10000

100000

1000000

Potenza, kW Fig.3.8: Lavoro specifico in condizione ISO delle turbine a gas presenti sul mercato, in funzione della loro potenza. Legenda e dati come per fig.3.7.

3.4 Influenza delle condizioni esterne sulle prestazioni Le prestazioni delle turbine a gas sono comunemente riportate, sui cataloghi e sulle riviste specializzate, nelle cosiddette "condizioni ISO", definite da : temperatura ambiente: l5°C, pressione ambiente: 101325 Pa, assenza di perdite di carico all'aspirazione e allo scarico, combustibile gas naturale a pressione sufficiente, macchina nuova e pulita. I valori riportati nell'appendice A5 fanno appunto riferimento a tali condizioni. Le turbine a gas tuttavia risentono in misura rilevante delle vari azioni delle condizioni

rnbinati


f"lpera-

operative, pur operando in modo da fornire la massima potenza possibile (discuteremo della regolazione di potenza nel prossimo paragrafo). Fatto salvo che le valutazioni quantitative dei fenomeni legati a tali variazioni in realtà dipendono da macchina a macchina, è bene innanzitutto chiarire le regole di base del funzionamento fuori progetto delle turbine a gas, che con approssimazione più che sufficiente per i nostri scopi possono essere approssimate dalle seguenti leggi:

• Anche dovuto naggior lustri ali notare - diffe' speci-

10000

terca-

aloghi

li. Le iz:ioni

v

in,c

3.17

= cast.

(3.5)

Pillt . Anz Gint=K ~ ' . Rg ·T,.n.t

(3.6)

La (3.5) ipotizza che la portata volumetrica aspirata dal compressore sia costante, legge seguita con ottima precisione da un compressore assiale funzionante a nu5 mero di giri costante , qualora non si agisca su organi di regolazione, in virtù della forma della curva caratteristica del compressore (fig.2.4), che ha un andamento pressochè verticale. La (3.6) rappresenta invece la portata massica che attraversa un ugello in condizioni di blocco sonico: questa è univoca mente funzione della pressione e della temperatura a monte dell'ugello . Più esplicitamente, la (3.6) è riferita al primo statore (ugello) della turbina, che ha nella sezione di gola un'area di passaggio pari ad Anz; Pln,t e T;n,t sono le condizioni totali a monte dell'ugello; K è una costante che per un gas ideale è funzione univoca della natura del gas, attraverso y, data da:

K= fY. (-2-)2~;~1) y+J

(3.7)

Essendo Anz non modificabile, trascurando insignificanti variazioni di y (e quindi di K) e di R9 , la portata dell'ugello è solo funzione di p e T a monte attraverso una costante K* (3.6), se si ammette che l'ugello sia sempre in condizioni di blocco sonico. Quest'ultima condizione è da ritenersi realistica, visto il notevole carico aerodinamico con cui sono progettate le macchine, per uno spettro sufficientemente 6 ampio di condizioni operative . Alle (3.5) e (3.6) va aggiunta un'informazione che riproduce le modalità di intervento del sistema di regolazione della macchina, in termini di azioni effettuate 5

La (3.5) non può quindi essere usata nel caso di una macchina bialbero, in cui il numero di giri del compressore (o di una sua sezione) può va riare liberamente, né nel caso 'mechanical-drive', in cui pure il numero di giri è variabile. La trattazione svolta in questo capitolo è quindi centrata su turbine monoalbero per generazione elettrica, le più diffuse in ambito industriale. Le considerazioni che svolgeremo nel seguito dovrebbero tuttavia poter fornire gli elementi per affrontare anche problemi più complessi relativi ad altre configurazioni, nota per esempio le curve caratteristiche del compressore a diversi numeri di giri. In caso di variazioni sostanziali del rapporto di espansione della turbina (P;n,T/Pex) si può ricorrere alla legge dell' "ellisse di Stodola", applicabile a turbine multistadio:

_G_· ~c.___R_·_T;,_,,t =B. 1- ( p ex

P in ,t 'Ant

-

pB

) 2

(per Pex '?.p a)

Pin,t -PB

in cui B è una costante dipendente dalla geometria della macchina e da y, mentre ps è la pressione di scarico in condizioni di blocco di portata.

3.18


sulla valvola di ammissione del combustibile in funzione di una grandezza fisica che si intende controllare. La seguente relazione (3.8): Tin,t

=cast.

(3.8)

ci dice, per esempio, che il sistema di controllo, qualora sia richiesta la massima potenza, agisce in modo da mantenere costante la temperatura di ingresso in turbina, al fine di salvaguardare il rendimento e la potenza della macchina. E' solo una delle possibili logiche di intervento (altre potrebbero mantenere costant e la temperatura di uscita dalla turbina (TOT) o un'altra temperatura intermedia nella t urbina), ma è quella che fornirebbe i migliori risultati in termini di prestazioni, olt re ad consentire un'elaborazione più semplice ai fini della nostra trattazione. La (3.8) non è comunque rigorosamente seguita nelle macchine reali, poichè non è tecnicamente fattibile una misura diretta della temperatura all'uscita del combustore, visti i suoi valori molto elevati. La misurazione di TIT viene effettuata in maniera indiretta, acquisendo per esempio la TOT o una temperatura intermedia e risalendo alla TIT sulla base del rapporto di compressione: vista la presenza del raffreddamento e di altri fattori secondari l'operazione non è rigorosa, ma la (3 .8) può essere accettata quanto meno da un punto di vista concettuale. Chiarite le regole base, andiamo a considerare gli effetti dei diversi fattori che influenzano le prestazioni di una turbina a gas.

3.4.1 Perdite di carico Nelle installazioni, le turbine a gas presentano una pressione all'imbocco del compressore inferiore a quella dell'ambiente, a causa della presenza di filtri e canalizzazioni dell'aria, e una di scarico della turbina superiore a quella dell'ambiente, a causa dei condotti di scarico, di silenziatori, del camin o e, molto spesso, di scambiatori a recupero. Tali perdite influenzano evidentemente il ciclo come già anticipato in 1.3. Cerchiamo, in modo approssimato ma realistico (qua ntomeno per macchine monoalbero) di valutare l'influenza di tali perdite.

- Perdite allo scarico (Llpex): nelle ipotesi della (3.5) e (3.6), la portata volumetrica e massica della macchina restano invariate, non avendo Llpex alcuna influenza sul compressore; alla luce della (3.6) resterà invariata pure la pressione di ingresso in turbina (Pin,t). Varierà invece la pressione di scarico dalla turbina, da Pamb a pamb+Llpex, e quindi il lavoro della turbina . Se Llpex è piccolo, si può supporre che il lavoro di espansione ideale sottratto sia pari a Vex·Llpe/ : la perdita di potenza della macchina può allora essere scritta come:

fl.p fl.W = ry · G · V ex · fl.pe.t = 1J · G · Rg · Te.t ' ~

(3.9)

P amb

dove con 11 indichiamo il prodotto dei rendimenti isoentropico, meccanico ed elettrico della turbina . A LlW corrisponde una diminuzione del rendimento, restando inalterate le condizioni di lavoro del combustore e quindi il consumo di combustibile.

- Perdite all'aspirazione (Llp;n): in questo caso si ha una variazione della portat a massica all 'aspirazione del compressore, e quindi della portata G fluente nel ciclo. Infatti a pari portata volumetrica (eq .3.5) la densità dell'aria aspirata diminuisce 7

Ciò è vero se il volume specifico resta costante nell'espansione t ra Pamb+ llpex e Pamb, approssimazione più che ragionevole per i valori normali di Llpex (tra l e 3+4 kPa).

-. -

:::

3.19


proporzionalmente alla pressione:

v =VISO

~

_2__= V;,.JSO= G1s0

V ;,

G. V;, =G. V;,,JSO Rg·T;n f Pamb

= ]-

Rg ·T;/1 / (pamb- ~P;,)

~P;11 Pamb

(3. 10)

Alla diminuzione di portata massica corrisponde: (a)

(b)

(c) fattori

una pari diminuzione di potenza, supponendo per il momento che il lavoro della macchina resti costante; diminuisce nella stessa proporzione il consumo di combustibile perché, a pari temperature (entalpie) di ingresso e uscita, questo è proporzionale alla portata di aria; una pari diminuzione della pressione di ingresso in turbina, in virtù della (3.6) (Pmax/Pmax,rso = G/Grso): ferma restando la pressione allo scarico della macchina (Pamb) diminuisce quindi il lavoro della turbina nella stessa misura dell'eq.3.9 (con Llp;n in luogo di Llpex); resta inalterato il rapporto di compressione e quindi il lavoro del compressore, essendo sia la pressione di ingresso che quella di mandata variate del fattore ( 1-Llp;n/Pamb)

Si noti che la (3.6), determinando la pressione massima del ciclo in funzione della portata massica (che è a sua volta imposta dalla legge del compressore, eq.3.5), impone di fatto il rapporto di compressione del ciclo. Ai fini della (3.10), si ricordi che la perdita di pressione è una trasformazione isoenta lpica e quindi, con gas ideale, isoterma. Una perdita all'aspirazione ha quindi un duplice effetto sulla potenza sviluppata dalla macchina (voci a e b: minor portata e minor lavoro di espansione), ma il rendimento è penalizzato solo dall'effetto descritto in (b) . Sia nel caso di Llp;n che di Llpex bisogna infine tener conto di un aumento apprezzabile ma contenuto (pochi gradi) della temperatura dei gas scaricati della turbina, qualora il sistema di regolazione sia effettivamente a TIT costante, a causa del minor rapporto di espansione della turbina.

3.4.2 Pressione ambiente La pressione ambiente può variare a seguito di variazioni delle condizioni climatiche, ma soprattutto per l'altitudine sul livello del mare a cui è effettuata l'installazione. La variazione della pressione ambiente comporta una variazione della portata massica del ciclo, nella stessa misura evidenziata dalla (3.10), e una proporzionale diminuzione della potenza del ciclo. Non si hanno invece effetti sul ren dimento del ciclo, perché di fatto la "forma" del ciclo termodinamico resta inalterata (infatti p;n,t diminuisce in virtù della (3.6) nella stessa ragione della pressione di aspirazione, ma, a differenza del caso precedente, diminu isce anche la pressione di scarico della turbina): in un piano T-s il ciclo risulta semplicemente "spostato a destra", ossia su isobare più basse ma a pari temperature. Trattandosi di gas ideali, ciò non muta i rapporti tra lavoro e calore e quindi il rendimento. Va ricordato che l'effetto è sensibile anche per altitudini molto modeste e apparentemente irrilevanti (a 200 m s.l.m . - es: Milano - la perdita di potenza è del 2% circa, quindi certamente misurabile).


3.20

3.4.3 Temperatura ambiente Le variazioni della temperatura ambiente hanno effetti molto vistosi sulle prestazioni di una turbina a gas. In questo caso, è più difficile dare indicazioni numeriche di validità generale, in quanto si possono verificare caratteristiche dei sistemi di regolazione piuttosto diversi da modello a modello. In linea di principio si può comunque affermare che:

•

La portata massica elaborata dal ciclo varia sempre in accordo con il volume specifico, quindi in modo inversamente proporzionale alla temperatura assoluta. Si tratta di variazioni importanti: ad esempio, da -5°C a +30°C, escursione stagionale del tutto normale in climi temperati, la variazione di volume specifico, quindi di portata, quindi in prima approssimazione di potenza, è del 12% circa. La pressione massima e il rapporto di compressione diminuiscono per effetto della minore portata massica (eq.3 .6), qualora la temperatura ambiente aumenti. A pari TIT ciò giustifica un aumento di TOT. Per ciò che riguarda gli effetti sul ciclo in termini specifici alla massa, si può genericamente osservare che un aumento di temperatura ambiente ha l'effetto di avvicinare la temperatura media di compressione a quella di espa nsione, con conseguente diminuzione del lavoro specifico e del rendimento, anche se il calore introdotto diminuisce per effetto della aumentata temperatura di fine compressione.

A titolo di esempio la fig.3 .9 riporta le curve di prestazioni (potenza, consumo specifico, portata e t emperatura dei gas di scarico) di due modelli specifici di tu rbina a gas al variare della t emperatura ambiente. La prima macchina (un modello industriale monoalbero) mostra andamenti in pieno accordo con le linee di tendenza sopra riportate. La seconda (una aero-derivative bialbero), a dimostrazione delle singolarità dei modelli, ripete tali andamenti sino a una temperat ura di -soc, al di sotto della quale intervengono limitazioni strutturali sulla potenza sv iluppata e sul numero di giri del generatore di gas che rendono necessaria una diminuzione di TIT, riducendo la portata di combustibile, bene evidenziata dal crollo di TOT. La fig.3.9 mostra che la diminuzione di potenza all'aumentare della temperatura ambiente è assai marcata, arrivando per esempio già al 10% a 30-;-35°C. L'impatto economico, in termini di mancata produzione nel periodo estivo, può essere rilevante, t enendo conto che maggiori richieste di elettricità sulla rete elettrica di molti paesi (compresa l'Italia) sono proprio concentrate nelle giornate più calde . In molti casi può essere utile ricorrere a un sistema di raffrescamento dell 'aria aspirata, che si può realizzare in più modi: l. Con una umidificazione evaporativa dell'aria, ottenuta spruzzando acqua a monte del compressore: la temperatura all'aspirazione tende ad avvicinarsi a quella del bulbo umido, che, qualora l'umidità relativa sia bassa, è notevolmente inferiore a quella del bulbo secco (es: da 30°C con 40% di umidità a 20°C alla saturazione); è una soluzione economica ma di efficacia limitata in molte condizioni ambientali. Vanno comunque tenuti in conto il consumo di acqua e la possibilità di trascinamento di gocce verso il compressore, con effetti di erosione . 2. Con un frigorifero ad assorbimento, che utilizza come sorgente calda i gas di scarico della turbina: è una soluzione molto attraente in termini di prestazioni, ma a costo di impianto piuttosto elevato. Il recupero termico relativo alla forn itura di calore all'assorbitore non preclude altre e più importanti operazioni di recu-

combinati


3.21

8

15 pero termico • Si ricordi però che la produzione di 10 potenza viene leggermente ::li? penalizzata (tutto l'anno) o dalle perdite di carico addi- -5 specifico mico. L'impianto compren -10 derà, oltre a detti scambiatori e alle unità frigorifere, -15 delle torri evaporative di 15 30 u discreta potenza per lo ::li? o o --+------+--.'----1 20 I1J 11J'10 smaltimento del calore pro- ..... ':::1 I1J dotto dai frigoriferi ad as..... t: 5 10 ~ sorbimento (con relativi o
-10 -if------"1 -20 ·~ tenza. L'effetto netto è cergas scarico I1J tamente positivo in termini -15 LL-~---L--J---L---~--~-30 > di potenza (l'incremento di -20 -10 o 10 20 30 40 potenza della turbina a gas Temperatu ra ambiente, °C è 2-2.5 volte superiore al consumo di potenza del Fig.3.9: Variazione di potenza elettrica, consumo ciclo frigorifero) ma è di- specifico, portata e temperatura dei gas di scarico in scutibile in termini di ren- funzione della temperatura ambiente, a pieno carico, dimento (solitamente il di una turbina industriale (linea continua) e di una rendimento al netto del aero-derivative bialbero (linea tratteggiata:). consumo del compressore diminuisce leggermente). E' una soluzione meno perseguita nella pratica.

3.4.4 Sporcamente e invecchiamento Le prestazioni delle turbine a gas, rispetto alla macchina nuova e pulita, sono soggette a degradamento nel tempo, in termini di diminuzione di potenza e di 8

recu-

Il fabbisogno di potenza termica per il generatore del frigorifero ad assorbimento può essere scritto come: Q = Ga Cp,a (Tamb-Tin,c) l RC l COP = G9 Cp,g ~T9 • RC è il fattore che tiene conto della deumidificazione dell'aria (calore sensibile l calore totale) e può va lere 0.6-0.8, COP è il coefficient-of-performance del frigorifero, che per un assorbitore a singolo effetto può valere 0.65-0.7. Pertanto il ~T dei gas di scarico sarà pari a ~Ta riaiRCICOP (se per semplicità supponiamo uguali le capacità termiche G·cp dei gas e dell'aria) : per un raffrescamento anche energico (6T=20K) basterà raffreddare i gas di scarico di circa 40K, che sono una frazione modesta rispetto al ~T disponibile tra lo scarico della turbina e l'ambiente. Inoltre i frigoriferi a singolo effetto operano -con acqua calda a circa 100-l10°C, per cui si può dire che il recupero termico per il raffrescamento dell'aria non vada a penalizzare, se non in minima parte, il recupero di calore pregiato (es: produzione di vapore).

3.22


rendimento. I fattori che determinano tali scadimenti sono riconducibili a sporcamento (fouling) e a usura o micro-danneggiamento ("ageing" o invecchiamento) :

•

3.5

Sporcamento: il filtro di aspirazione e la palettatura del compressore sono soggetti a sporcamente a causa delle particelle disperse in atmosfera . La pulizia del compressore è effettuata con frequenza di 12-48 ore, mediante lavaggi con acqua o con soluzioni detergenti a macchina in funzione (on-line). La pulizia del filtro e la pulizia accurata del compressore a macchina ferma ( off-line) sono effettuate a cadenze determinate dalle condizioni ambientali (in genere mensile) . Le operazioni di pulizia ristabiliscono le prestazioni della macchina nel breve termine, ma si assiste (fig.3.10) a un degrado progressivo non recuperabile se non con interventi più complessi, a causa dell'invecchiamento. Invecchiamento: è attribuibile a varie cause di danneggiamento microsco.:----... pico (usura delle superfici a contatto col fluido) o macroscopico (piccole rotture, asportazione di strati di rivestimento, danneggiamento di pareti sottili) non dannose alla funzionalità della macchina ma con effetti sensibili sulle prestazioni. E' necessario quindi agire con operazioni di manutenzione a frequenza per esempio annuale, con le opportune sostituzion i, per ristabilire del tutto o in parte le caratteristiche della macchina.

Un andamento qualitativo delle prestazioni in funzione del tempo è visibile in fig .3.10, dove si evidenzia un fenomeno di breve periodo (legato al fouling del compressore) e uno di lungo periodo, recuperabile in piccola parte con le ispezioni annuali (generalmente limitate al combustore e all'esame degli ugelli della turbina) o in maniera più efficace con gli interventi di manutenzione vera e propria ("major overhaul") che comprendono, a seconda delle situazioni e dello stato della macchina, sostituzione di parti rilevanti (liner, transition, pale della turbina, etc.). Gli overhaul sono in genere prescritti dopo 50,000 ore di funzionamento. Una trattazione più approfondita degli elementi Ore di funzionamento 20,000 qui accennati esula dal o o carattere didattico di questo test o. E' però importante sottolineare che l'ef-1% -2%1---"'""'~ fetto combinato dei vari fattori citati (da 3 .4.1 a ispezioni 3.4.4) comporta un sensi-2 % - -4% annuali bile distacco delle presta20 1° intervento zioni effettive di funzionaintervento (parziale) mento di una turbina a gas (completo) Var. di potenza "on-site" e "on-duty" da quelle riportate in condiVar. di rendimento zioni ISO sui cataloghi dei costruttori: tale distacco va tenuto debitamente in con to in sede per esempio di analisi di redditività di un impianto. Fig.3.10: Andamento qualitativo nel tempo della perdita di potenza e rendimento di una turbina a gas, per soorcamento e invecchiamento .

'

•

•


3.23

3.5 Regolazione e avviamento delle turbine a gas La regolazione della potenza elettrica (o meccanica) erogata da una turbina a gas è con dizionata dalla compatibilità dell'intervento di regolazione con la problematica di stalla del compressore. Infatti il sistema di regolazione ottimale è quello che mantiene inalterato il rendimento del ciclo termodinamico ai carichi parziali: per far ciò è necessario limitare il più possibile le modifiche all'assetto del ciclo (p e T dei suoi punti), mantenendo quindi il suo lavoro specifico, e far variare la portata massica fluente nel ciclo. Purtroppo è ben noto che i compressori, e specialmente quelli assiali, hanno margini di variazione della portata estremamente ridotti dall'insorgenza dei problemi di stalla e pompaggio, qualora essi funzionino a velocità di rotazione costante (che è il caso, di enorme importanza pratica, delle turbine monoalbero in produzione elettrica) . Un sistema di regolazione della potenza come quello adottato dalle centrali a vapore (valvola di ammissione in turbina e/o regolazione della sezione di ammissione del vapore) è quindi incompat ibile con la curva caratteristica del compressore. D'altra parte accettare di lavorare a portata d'aria costante (a salvaguardia del compressore) regolando semplicemente l'afflusso di combustibile comporta evidentemente una diminuzione della temperatura massima del ciclo e una conseguente forte degradazione del rendimento della macchina. Resta pertanto necessario operare, nei limiti del possibile, modificando la portata massica di aria aspirata dal compressore. Ciò è possibile, in analogia con quanto succede per i compressori industriali, nei seguenti modi:

• Regolazione mediante pale a calettamento variabile: nei compressori assiali è possibile variare, mediante dei semplici leveraggi, l'angolo di calet-

•

tamento delle pale statoriche (VGV: variable guide vanes). Così facendo si restringe, al diminuire della portata, la sezione di passaggio dell'aria, mantenendo sostanzialmente inalterata la velocità assoluta del fluido a diverse portate: ciò consente di non modificare il triangolo delle velocità all'ingresso del rotore, e in particolare l'angolo di incidenza sulla pala, che determinerebbe lo stalla. Operando sulle VGV si ottengono curve caratteristiche come quelle di fig.2.4, che risolvono brillantemente il problema di regolazione fino al 50-70% della portata. Questa modalità è ampiamente utilizzata. Regolazione con valvola di laminazione all'aspirazione: introducendo una perdita di pressione all'aspirazione si può diminuire la portata massica lasciando inalterata la portata volumetrica. Essendo quest'ultima a determinare le velocità del fluido nella macchina e quindi l'insorgenza dello stalla, il sistema è efficiente ai fini della regolazione ma la perdita di carico, operazione dissipativa, si paga in termini di rendimento come descritto in 3.4.1. Per questo motivo, insieme alla difficoltà pratica di realizzare tale regolazione con le grandi portate d'aria in gioco, è un sistema di scarsa diffusione. Regolazione del numero di giri: laddove applicabile (turbine bialbero, con generatore di gas operante senza collegamento meccanico con la turbina di potenza, o macchine accoppiate ad utilizzatori a giri variabili) rappresenta la soluzione preferibile, in quanto non dissipativa, permettendo grande flessibilità nella regolazione di potenza. Sono solitamente presenti le VGV con la funzione di elemento regolatore del numero di giri del generatore di gas.

Tutti i sistemi citati vanno comunque integrati con una regolazione della portata del combustibile, spesso operata in modo da mantenere la temperatura all'ingresso o

3.24


allo scarico della turbina costante. Tutti i tre sistemi citati presentano un lim ite tecnico inferiore, cioè non sono in grado di regolare la macchina al di sotto di una certa soglia di potenza, al di sotto della quale è necessario intervenire diminuendo la temperatura di fiamma. L'andamento effettivo della regolazione tipica di una turbina a gas è evidenziato in fig.3.11 . Si denotano due diversi andamenti: Dal 50 al 100% della potenza la regolazione è effettuata con le VGV, che determinano la diminuzione lineare di portata di aria. Nella macchina in esame, la TOT è mantenuta costante dal sistema di regolazione del combustibile; il rapporto di compressione diminuisce, poiché la pressione massima del ciclo segue la diminuzione della portata massica (eq.3.6); a pari TOT e minor~ la TIT automaticamente diminuisce. Dal 50% a zero, si opera a VGV più chiuse possibile, a portata massica di aria costante, variando l'afflusso di combustibile e quindi la TIT e la TOT: la diminuzione di rendimento si fa man mano più vistosa. La perdita di rendimento del ciclo è comunque significativa anche nella zona di regolazione delle VGV : al èJ2. 50% di carico il rendimento (!)~ 90 è sceso all' 80% di quello c o no mi naie nell'es e m pio di ·N 80 1--- - ii---,/---- A - - - l-?9""'- d - - - - f - - - - l fig.3.10 (si riscontrano .~ spesso valori più sfavorevo- ~ 70 F-----~F-7'--i---";;~--li) . Per confronto, le centrali a vapore hanno cali di rendimento più contenuti (al 50% le variazioni sono in genere molto limitate, di pochi percento): non si può quindi afferma re che la tur- è]2. 100 r----j---j-----t----::::::::t=-=--t- -.., bina a gas sia una ma c~ 80 t------1-----1~~--..t----t---+----; china particolarmente adato ta ad operare in modo effi- ·N 60 1----l--:;;~-l-ro ciente a carico parziale. ·i: IU 40 1---~----t----t----t---+----; Resta però vero che le va- > riazioni di carico possono 20 t---.~-+--- t----+----t----+----t essere effettuate in tempi estremamente brevi, per la 120 20 40 60 80 100 mancanza delle elevate Potenza elettrica, % inerzie termiche tipiche dei cicli a vapore. La flessibilità Fig.3.11: Prestazioni fondamentali di una turbina a delle turbine a gas negli gas industriale in regolazione di potenza. impieghi di picco è quindi determinata non tanto dalle prestazioni termodinamiche ma principalmente dalla velocità di risposta alla variazione dei carichi.

L'avviamento delle turbine a gas deve essere effettuato con un motore di lancio. E' infatti necessario portare il compressore a una velocità di rotazione suffi-


3.25

ciente a fornire un certo rapporto di compressione, nel rispetto dei limiti di stalla dello stesso (ovvero con le valvole anti-pompaggio aperte) . Raggiunta tale velocità viene accesa la fiamma, a regime minimo, in modo che la macchina raggiunga la condizione di autosostentamento, ovvero che la turbina produca abbastanza potenza da trascinare il compressore. A questo punto, disinserendo il motore di lancio, si aumenta la portata di combustibile fino a portare la macchina alla velocità di sincronismo, chiudendo nel contempo le valvole anti-pompaggio: la macchina è ora pronta a prendere carico. Questa operazione, normalmente gestita in modo del tutto automatico dal sistema di controllo, prevede delle rampe di carico compatibili con gli stress meccanici e termici del sistema. I tempi sono notev olment e ridotti per le turbine aero-derivative (pochissimi minuti negli avviamenti a caldo fino al carico massimo, e non più di una decina per avviamenti a freddo) , ma si dilatano per grandi macchine industriali, senza tuttavia superare i 20-30 minuti negli avviamenti a freddo : si tratta comunque di tempi ridottissimi rispetto alle centrali a vapore, che nelle partenze a freddo richiedono diverse ore. La necessità di un motore di lancio (con una potenza indicativamente del 5+10% di quella della macchina) pone una problematica particolare nel caso si voglia prevedere l'avviamento anche in assenza di tensione sulla rete elettrica (''black-start"). Se questo requisito non è essenziale, è sufficiente prevedere un motore elettrico di lancio o, per una turbina monoa lbero, utilizzare il generatore elettrico in funzione di motore, con gli opportuni accorgimenti di carattere elettrico. Se l'indipendenza dalla rete elettrica è invece importante, la problematica è più complessa perché l'energia necessaria per l'avviamento è notevole e un semplice accumulo elettrico con batterie elettrochimich e potrebbe risultare di grandi costi e ingombri. Le soluzioni trovate sono disparate e vanno dai motori alternativi a turbi ne azionate ad aria compressa preventivamente accumulata; nelle centrali di compressione dei gasdotti, si aziona addirittura la turbina di lancio col gas naturale prelevato dal gasdotto in pressione. Senza entrare in ulteriori dettagli, si ricordi comunque che tale problematica comporta soluzioni impiantistiche di non indifferente complessità . Come ultimo argomento di questo capitolo, merita un breve cenno la problematica della compressione del gas naturale per l'alimentazione della macchina . Infatti il gas deve essere disponibile alla pressione massima del ciclo, più un 30-50% necessario a vincere le perdite di carico delle valvole di intercettazione e di regolazione e degli ugelli del combustore : pertanto è assai probabile che le specifiche richiedano una pressione del gas tra i 20 e i 30 bar (e anche più, in relazione al 13 della macchina: fino a 40-45 per le grandi turbine aero- derivative). Una simile pressione non è in genere garantita nelle normali reti di distribuzione che potrebbero alimentare impianti di piccola e media potenza (il problema non si pone per i grandi cicli combinati da molte centinaia di MW, sempre collegati alle grandi dorsali di distribuzione del gas con pressioni attorno a 70 bar). Se la pressione non è sufficiente (o comunque non v i è garanzia che lo sia), è indispensabile prevedere un sistema di compressione del gas dalla pressione minima garantita nel gasdotto a quella richiesta dalla turbina a gas. Ciò si realizza con macchine in genere alternative a uno o due stadi, che costituiscono un costo addizionale di un certo peso, in relazione alle notevolissime problematiche di sicurezza ad esse connesse (sistemi anti-incendio e anti- esplosione, controllo e detenzione delle fughe, sistemazione in edificio isolato e ben aerato, etc.), oltre a consumare una frazione non grande ma nemmeno trascurabile della potenza prodotta (vedi fig.3.5).


4.1

Capitolo 4

I CICLI COMBINATI

Nell'analisi termodinamica svolta nei paragrafi 3.1 e 3.2 abbiamo evidenziato il grande contenuto energetico e soprattutt o exergetico (potenzialità di essere convertito in energia meccanica) dei gas scaricati dalle turbine a gas. Ta le contenuto è dissipato in ambiente nelle macchine a ciclo semplice, ma può essere in buona parte recuperato mediante la tecnologia dei cicli combinati gas/ vapore, che consistono, nella loro variante più diffusa e significativa, nell'accoppiament o in cascata tra la turbina a gas e un ciclo a vapore d'acqua, in cui il calore entrante nel ciclo a vapore sia ottenuto dal recupero termico effettuato sui gas combusti scaricati dalla turbina a gas (fig.4.1). Si distingue il ruolo del ciclo "topping" a gas, che opera alle temperature più elevate, e del ciclo "bottoming" a vapore, sottoposto al precedente, che ne utilizza il calore scaricato a livello termodinamicamente inferiore. L'accoppiamento tra le due tecnologie del ciclo a gas (in grado di operare ad alte temperature, fuori dalla portata dei cicli chiusi) e del ciclo a vapore (efficiente a medie e basse temperature) porta all'ottenimento di rendimenti di conversione molto superiori a quelli delle singole tecnologie. L'elevato rendimento è il motivo principale dell'enorme successo industriale dei cicli combinati a gas naturale, a cui hanno contribuito anche i ridotti costi di investimento e le emissioni estremamente contenuti. Non v i è dubbio che questa è oggi la tecnologia più economica e più pulita per la produzione di energia elettrica, rivoluziona ndo, a partire dalla fine degli anni '80, l'industria termoelettrica e spodestando le centrali a vapore dal ruolo praticamente monopolistico fino ad allora detenuto. In termini generali, esistono molteplici schematizzazioni di cicli combinati gas/vapore. Bisogna anzitutto distinguere tra quelli in cui vi è una netta separazione fisica tra CALDAIA A RECUPERO il gas e il vapore, costituita dalla parete dei tubi della caldaia a recupero (fig.4.1), e quelli in cui avviene, in certi punti del ciclo, una miscelazione tra il gas e l'acqua (allo TURBINA A stato liquido o vapore). VAPORE Questi ultimi ricadono più propriamente nella categoria dei "cicli misti" piuttosto che in quella dei "cicli combinati" (la Fig.4.1: Schema concettuale di ciclo combinato unfired.

4.2


distinzione tra ciclo topping e bottoming risulta pertanto più sfumata) e saranno affrontati nel Cap. S. Questo capitolo (da 4.1 a 4 .3) sarà dedicato al più semplice concetto di ciclo combinato vero e proprio ("unmixed"), essendo il più importante dal punto di vista industriale, il più diffuso e anche quello più efficiente. Un'altra distinzione è conseguente alla modalità di introduzione di calore dall'esterno. Se questa avviene esclusivamente nella turbina a gas stessa il ciclo viene chiamato "unfired", non essendo prevista una combustione che interessi direttamente il ciclo a vapore (fig.4.1). Se vi è anche una seconda combustione destinata a fornire calore al solo ciclo a vapore si parla di cicli "fi red" (con postcombustione): se ne parlerà al par.4.4. Un'ultima distinzione può essere fatta tra impianti "greenfield" e "repowering": i primi sono costruiti interamente ex-novo (il ciclo a vapore è progettato ad hoc per l'impi~go specifico), i secondi sono il risultato di un potenziamento e ammodernamento (detto appunto repowering) di un impianto a vapore pre-esistente ed adattato a nuove condizioni operative imposte dalla turbina a gas. Di questi si parlerà al par.4.5.

4.1 Fondamenti termodinamici 4.1.1 Cicli a recupero ideali Affrontiamo anzitutto il problema termodinamico di base di un ciclo combinato, che consiste (i) nel recuperare nel modo più efficiente possibile il ca lore disponibile in una sorgente gassosa, la cui temperatura diminuisce quando si estrae il calore, e (ii) nel cedere il calore non convertito in energia meccanica a un pozzo di calore a temperatura costante (l'ambiente). La sorgente gassosa è ovviamente costituita dai gas caldi rilasciati dalla turbina a gas. Un ciclo termodinamico reversibile, adatto a tale scopo, dovrebbe quindi ricevere calore a temperatura variabile e cederlo all'ambiente a temperatura costante, dopo un 'espansione isoentropica. Dovrebbe T perciò avere una forma "triangolare" nel piano T-s (fig.4.2), per (i) acquisire e cedere calore Ciclo dalle sorgenti sotto differenze di temperatura infinitesime, (ii) essere in grado di sottrarre ai reversibile gas tutto il calore disponibile, cioè raffreddarli fino a temperatura ambiente, (iii) operare con compressione ed espansione reversibili. Consideriamo una portata G di un gas generico a pressione ambiente e a una generica temperatura T, a cui corrispondono l'entalpia h e l'entropia s; chiamamo To la temperatura dell'ambiente di riferimento e ho e so l'entalpia e l'entropia di tale gas a To. Definiti Fig.4.2: Forma del ciclo reversibiLlh=h-ho e t.s=s-so, la potenza meccanica rile adatto a sfruttare una corrente cavabile in modo reversibile da tale corrente gassosa cedendo calore all'amgassosa (Wrev) sarà data da: biente a temoeratura costante.

Wrev= G ·[(h- To ·s) - (ho- To ·so)]= G·( !JJz- To · D.s)

wrev = G · !!J.h ·(l - r:0

D.s ) = Q ·(l - __!j)_) !!J.h av !!J.h/D.s

(4.1)

combinati


! saranno

in virtù del bilancio combinato di l o e 2° principio di un sistema aperto (appendice A2, eq.A2.5). La grandezza Qav (pari a G-Llh) rappresenta la potenza termica "disponibile" nella corrente gassosa, cioè quella ricavabile dal suo completo raffreddamento. Tale grandezza è il naturale riferimento per la definizione del rendimento (di primo principio) di un ciclo a recupero. Nel caso di un ciclo reversibile si può definire il suo rendimento come:

semplice n:Jortante

a ore dal-

~o viene li diretta(:estinata D'l postfatta tra 1- 'lOVO (il risultar un im·,poste

(4.2) che nel caso particolare di un gas a calore specifico costante diventa: 7l

I_

=

rev

TO [ c P . (T - To)

l

=

I _ To T mi

(

_ T- To ) T mi- In T

c P · In (TITo)

(4.3)

TO

Si noti pertant o che il ciclo reversibi le di fig.4.2 ha lo stesso rendimento di un ciclo di Carnot avente come temperatura superiore Tmi, che è la temperatura media logaritmica tra T e To. Per un ciclo reale, che produrrà W in luogo di Wrev, si possono definire i rendimenti di l o e 2° principio come:

D""'lbinae dispo~rae il p,ozzo di ia'llente reversiriabile e

T

ersibirrrente e 'l'am-

lte.

4.3

w

w

ry,=-Q ; 77!! = W - ; ry, = rylf· av

(4.4)

7lrev

rev

E' importante sottolineare come 1']1 così definito sia profondamente diverso dal rendimento del ciclo bottoming (I'J), inteso come rapporto tra lavoro e calore entrante nel ciclo (Q;n): infatti un generico ciclo reale non sarà in grado di recuperare tutto il calore disponibile nella corrente gassosa, cioè non riuscirà a raffreddare i gas fino a To e risulterà perciò Q;n
w

TJr= -

Qav

=

w Q

___ m =

Qin

TJ ·X=

T/ree

(4.5)

Qav

dove con x definiamo un "fattore di recupero" del calore disponibile. Il concetto espresso dalla ( 4.5) è molto importante: nella ricerca della configurazione di un ciclo a recupero dovremo cercare la soluzione ottima le che massimizza Ili (e non il rendimento del ciclo!), curandoci di ottenere un valore di più vicino possibile all'unità. E' pertanto usuale riferirsi a r)I come al "rendimento di recupero" del ciclo: lo chiameremo anche llrec. Il ciclo "triangolare" di fig.4.2 è in grado di soddisfare tali requisiti, presentando un Il elevato (perché è reversibile) e un x unitario. Purtroppo realizzare nella pratica un ciclo simile è assai problematico, semplicemente perchè non esiste un fluido che sia in grado di comportarsi allo stesso tempo come un gas (nella fase di assorbimento di calore a temperatura variabile) e come un vapore condensante (nella cessione di calore a temperatura costante) . E' pertanto interessante vedere come si comporta il più familiare ciclo di Carnot (con introduzione e cessione di calore a temperatura costante), che sappiamo di poter approssimare in modo soddisfacente con un ciclo a vapore d'acqua . La fig.4.3 mostra come l'introduzione di calore a temperatura costante Te comporti due importanti irreversibilità:

x

LlsA, che riguarda lo scambio termico a L'lT finiti tra il gas e il fluido in evaporazione: tale Lls è presente anche impiegando uno scambiatore di superficie


4.4

•

infinita, nel quale uno solo dei L'lT terminali sarebbe nullo; L'lss, che è causato dal mancato raffreddamento dei gas fino a To: anche nel caso di ciclo ideale, il recupero del calore è limitato a Te, temperatura a cui i gas devono essere rilasciati all'ambiente producendo appunto Llss.

Il rendiment o di recupero che si otterrà con tale ciclo dipende ovviamente da Te. Per i va lori estremi di Te (T e To) I"Jrec risulterà nullo perchè: (i)

per Te=T il rendimento del ciclo sarà elevat o (1-To/ T) ma il calore recuperato sarà nullo Cx=O), per cui LlsA risulterà nullo e LlsB massimo, (ii) per Te=To si recupererà tutto il calore (x= l nell'ipotesi di scambiatore infinito), ma il ciclo avrà rendiment o nullo lavorando con LlT nullo (LlsA=max., L'lss=O).

E' quindi ovvio che esisterà un valore di Te che Fig.4.3: Ciclo di Carnot sottoporende massimo I"Jrec; la sua ricerca può costituì- sto a una corrente gassosa: sono re un utile esercizio. Supponendo di operare presenti due trasferimenti di calocon una corrente gassosa a Cp costante, è facile re fortemente irreversibili. calcolare, con riferimento a fig.4.3, i due lls sopra citati, considerando l'aumento di entropia del componente che riceve calore (il fluido del ciclo in LlsA e l'ambiente in L'lss) e la diminuzione di ent ropia del gas che cede calore. La situazione di ottimo rendimento sarà que lla che rende min ima la somma dei due lls, ossia ne annulla la derivata rispetto a Te. Perciò:

èlsA =

c p · (I'- T eJ

T

-cp·ln Te Te c p · (Te- To) Te èl s B = c . 1n To P To (4 .6)

Te 1 - ln(-· T T e] l'!.s A +I'!.sB =cp [ - T - 1+-) Te To Te T o ò(èls A +I'!.sB ) =c ( - .!_+ }_)=O ~ Te=JT ·To P T i To 8T e

Anche nella situazione ottimale, il rendimento di recupero risulta fortemente penalizzato rispetto a quello ottenibile con un ciclo reversibile (ftg.4.2) . Per esempio, supponendo · T=500°C (773.15 K) e To= l5°C (288 .15 K), dalla (4.6) si ha Te= 198.85°C (472 K), da cui:

'7 = 1- T o = 0.3895 ; x= T- T e Te T-To '7rev= 1- To T ml

= 0.4136

=

0.6209 ;

( T 111 z= 491. 39K)

l] ree= l]

· X = 0. 2419 (4.7)

Il ciclo di Carnot, seppure internamente reversibi le, non è una soluzione soddisfa-

tr1binati

IChe nel ! a cui i

T

_Te

4.5


cente per il recupero termico da corrente gassosa. La situazione può essere migliorata ponendo due o più cicli di Carnot in serie rispetto al flusso gassoso (fig.4.4), ovvero impiegando un ciclo ad alta temperatura laddove i gas sono più caldi e sfruttando il gas ancora ricco di energia termica con un secondo ciclo a temperatura più contenuta (e poi eventualmente con un terzo e così via). Il miglioramento è evidente se si pensa alla diminuzione delle irreversibilità nello scambio termico e nella dispersione del gas all'ambiente, qualitativamente visualizzate in fig.4.4 e valutabili in analogia con le prime due righe del l'eq.4 .6 . Al tendere a infinito del numero di cicli in serie si tenderà asintoticamente al rendimento del ciclo reversibile. Dal punto di vista numerico, con una procedura del tutto analoga a quella svolta in eq.4.6, è possibile ricavare le temperature di evaporazione ottimali e il conseguente rendimento di recupero. Per il caso con due cicli di Carnot in serie si ottengono, sempre per gas a Cp costante, i seguenti risultati :

T e! =TJ13 . T 213 ; T e2 =rJI3. yll3 To T-Ta"' To Tel -Te2 7lrec =(J--) · - - + (1--) · -=-...:::..:::... Te! · T ~To T e2 T - To

ottopor: sono r;; calo-

(4.8)

Nell'esempio di prima (T=500°C, To=l5°C), il rendimento di recupero passa da 0.2419 con un unico ciclo a 0.3056 con due cicli in serie e a 0.3349 con tre (contro 0.4136 del ciclo reversibile - eq.4. 7), evidenziando un netto miglioramento.

calore

lel gas

n·nima

CICLO IDEALE A DUE LIVELLI

CICLO IDEALE A PIU' LIVELLI

)

penarnpio, si ha

c:Sfa-

Fig.4.4 : Cicli di Carnot posti in sequenza rispetto alla corrente gassosa.

4.1. 2 Come approssimare i cicli ideali con fluidi reali Nel precedente paragrafo ci siamo posti il problema di studiare il comportamento di un ciclo di Carnot proprio perchè sappiamo che è possibile realizzare cicli a vapore d'acqua che ne rispettino i presupposti fondamentali, cioè la cessione e l'assorbimento di calore a temperatura costante . In realtà è ben noto che, in un ciclo a vapore, la cessione di calore all'ambiente avviene effettivamente a temperatura costante nella condensazione, ma l'introduzione di calore nel ciclo prevede la fase di risca ldamento del liquido e quella di surriscaldamento del vapore che avvengono a temperatura variabile, ivi essendo il fluido in condizioAi monofase. Il peso relativo di tali due fasi rispetto all'evaporazione è crescente all'aumentare della pressione di evaporazione. Nella pratica del recupero termico da una corrente

4.6


gassosa , le due fasi a temperatura variabile possono costituire un vantaggio risp etto alla schematizzazione del ciclo di Carnot se la caldaia a recupero ha una disposizione in controcorrente. Infatti, data una certa temperatura di evaporazione, il preriscaldamento del liquido può contribuire in modo significativo a ridu rre ulteriormente la temperatura del gas prima di sca rica rlo in ambiente, e quindi acquisire calore entrante che altrimenti non sarebbe recuperato. D'altra parte il surriscaldamento aumenta il livello t ermico di introduzione del calore, rispetto all'evaporazione. Approfondiremo meglio questi aspetti nel Cap.4.2; vale tutta via la pena di sottolineare che il problema di determinare una temperatura di evaporazione ottimale per il recupero non viene alterato, al meno concettualmente, da queste differenze. In altre pa role, mentre nel ciclo di una centrale a vapore la pressio1 ne superiore non ha un massimo termodinamico (è solo limitata da problemi tecnologici ed economici), in un ciclo a recupero esiste una pressione di evaporazione ottimale determinata da soli motivi termodinamici, in funzione della temperatura iniziale dei gas. Ciò costituisce una fondamenta le differenza tra i cicli a recupero e quelli di una centrale con caldaia a combustione. La rea lizzazione di due o più cicli posti in serie rispetto ai gas di scarico è otten ibile con un ciclo a vapore a pi ù pressioni (o livelli) di evaporazione (ciclo multi-livelli), il cui assetto reale sarà discusso in dettaglio al Cap .4.2. Il ciclo a vapore d'acqua a un singolo livello di pressione non si presta invece ad approssimare il ciclo reversibile individuato da fig.4. 2, proprio perch é esso presenta, a pressioni subcritiche, un'importante quota di calore introdotto a t emperatura costante nella fase di eva porazione isotermo-barica. E' v ero che il peso di tale fase diminuisce all'avvicinarsi alla pressione critica e scompare se si passa a condizioni supercritiche, ma, difficoltà tecnologiche a parte, la t emperat ura critica dell'acqua (374. l5°C) è troppo elevata per consentire un buon raffreddamento di gas di scarico a 450+600°C, il campo t ipico delle t urbine a gas (fig.4.5, a sinistra). Fluido con temperatura critica alta (es:acqua): Raffreddamento del gas insufficiente

Fluido con temperatura critica bassa (es : ammoniaca) Cessione di calore non isoterma Raffreddam ento del gas soddisfacente

T

T

z

u~ i s Fig.4.5 : Recupero termico da corrente gassosa con ciclo ipercritico: occorre che la temperatura critica del fluido sia sufficientemente bassa per consentire un buon raffreddamento del gas. 1

Ammesso che l'aumento di pressione sia accompagnato da un adeguato livello della temperatura massima del vapore surr iscaldato e/o da un numero appropriato di risurriscaldam enti, in modo da cont enere la presenza di liquido nella parte fina le dell'espansione nella turbina a vapore ( le goccioline di liquido comportano ril evanti effett i di erosione sulle pale di bassa pressione, nonché una sensibile perdita di rendimento).

r combinati


tçio rispetna disposi);'le, il preIE ulterioracquisire L ""riscaldarispetto t.m:avia la evapora~. da quela pressiob emi tecIli evapo!Wne della tra i cicli a

Il concetto del ciclo reversibile (assorbimento di calore a temperatura variabile e cessione di calore a temperatura costante) potrà essere allora approssimato secondo due diverse filosofie (oltre a quella già discussa del ciclo multi-livello) :

scarico è ddo mul~ i nvece

esso pretempera~o di tale a a condir:àca del1::0 di gas

r;::;.

4.7

Un ciclo a vapore, che condensi a temperatura costante, ma con una evaporazione a pressioni fortemente ipercritiche: in tal caso, scompare il cambiamento di fase isotermo, e il calore viene interamente introdotto a temperatura variabile (fig.4.5 a destra); ciò implica, come già detto, il ricorso a fluidi diversi dall'acqua e l'adozione di pressioni operative molto elevate, con conseguenti problemi di costo e/o di sicurezza. Un fluido adatto a tale scopo potrebbe essere l'ammoniaca, con una temperatura critica di 132.4°C. Comunque, anche lungo un'isobara ipercritica il calore specifico varia in modo importante tra la fase liquida e quella vapore, mentre il calore specifico dei gas combusti subisce variazioni di scarso rilievo: pertanto non è comunque possibile effettuare uno scambio termico con differenze di temperatura limitate in tutta la trasformazione, allontanandosi dalla condizione di idealità. Un ciclo a gas con compressione isoterma, riscaldamento isobaro ed espansione adiabatica (noto come "air bottoming cycle"- fig.4 .6): come è noto la compressione isoterma può essere solo approssimata mediante una compressione fortemente inter-refrigerata, allontanandosi ancora dall'idealità. L'ostacolo maggiore a questa soluzione consiste tuttavia nell'enorme sensibilità dei cicli a gas operanti a basse temperature ai rendimenti delle macchine, come già sottolineato al Cap.l: nella pratica tale ciclo diviene scarsamente efficiente e per nulla comAir petitivo con i cicli a vapore d'acq ua.

Bottoming

Senza addentrarci ulteriormente in tali arCycle gomenti, piuttosto specialistici, si può senz'altro anticipare che la pratica impiantistica dei cicli combinati si è stabilizzata sull'impiego di cicli a vapor d'acqua a due e spesso a tre livelli di pressione. Tale soluzione concilia la ricerca di prestazioni termodinamiche brillanti con i vantaggi in termini di affidabilità e di costi derivanti dall'impiego della ben nota tecnologia dei cicli a va pore d'acqua. Nel seguito faremo Fig.4.6: Recupero termico da corsempre quindi riferimento a cicli a recupero rente gassosa con ciclo a gas dotato operanti con vapore d'acqua, che rappre- di numerose interrefrigerazioni. sentano peraltro l'unica soluzione significativa a livello industriale.

re che la L.n buon

E:la temrriscaldaIC
4.1.3 Potenzialità dei cicli combinati Se si suppone che il ciclo bottoming operi recuperando il solo calore disponibile nei gas di scarico del turbogas (come da fig.4.1: ciclo "u nfired", senza cioè una combustione al di fuori di quella propria della turbina a gas), si può esprimere il rendimento di un ciclo combinato r]cc come:

lJcc = lJar+ {1-lJar-ç) 'lJrec

(4.9)

4.8


Nella (4.9) con I")GT si intende il rendimento netto della turbin a a gas e con ~si intende la potenza t ermica dispersa in fonti diverse dai gas di scarico (perdite elettriche, termiche, meccaniche, etc.) rispetto alla potenza termica entrante con il combustibile. Pertanto il termine ( 1-I")GT -~) ha il significato di potenza termica disponibile nei gas di scarico, sempre rispetto alla potenza sviluppata dalla combustione . Se prend iamo come riferimento la turbina a gas (reale!) descrit ta in fig.3. 1, per questa si ha I")GT=0.3555 e ~=0 .0144; con gas allo scarico a 599.7°C e To= 15°C si otti ene l")cc=0.6415 con un ciclo a recupero reversibil e (eq.4.3 e 4 .9 con I"Jrec= I"Jrev) e l")cc=0.5693 con un ciclo di Carnot a due livelli (I"Jrec da eq.4.8 - i calcoli sono comunque approssimati perchè non tengono conto della variazione del Cp del gas con la temperatura). Tali valori di rendimento, seppure per ora solo indicativi in quanto basati su cicli a recupe ro ideali (ma su un turbogas reale), spiegano i motivi di interesse per il ciclo combinato come soluzione per ottenere livelli di efficienza nettamente superiori a quelli degli impianti a vapore. Tutto ciò è possibile senza modificare in alcun modo la macchina principale, cioè la turbina a gas, già sviluppata per l'uso in ciclo semplice (modifiche che sarebbero invece pesantemente richieste dai cicli più complessi che andremo a considerare nel Cap.S), ma solo aggiungendo dei componenti tecnologicamente ben noti essendo derivati dalla pratica pluri-decenna le degli impianti a vapore.

4.2 Cicli a vapore a recupero Questa sezione sarà dedicata agli aspetti più propriamente impiantistici della sezione a recupero, con particolare riguardo alla caldaia a recupero, l'organo forse più peculiare dei cicli combinati, alla sua progettazione e ottimizzazione, e alla disposizione impiantistica dei vari componenti del ciclo al fine di realizzare nel modo più efficiente i concetti termodinamici delineati al precedente paragrafo.

4.2.1 Lo scambio termico nella caldaia a recupero La caldaia a recupero (spesso indicata con gli acronimi GVR - Generatore di Vapore a Recupero - o HRSG - Heat Recovery Steam Generator) è sede del trasferimento di calore tra i gas uscenti la turbina a gas e il fluido (acqua) che percorre il ciclo bottoming. Ci riferiremo in questo paragrafo e nel successivo al ciclo più semplice, cioè a un ciclo a vapore monolivello, specificando che le considerazioni qui fatte sono estensibili, senza alcuna va riazione concettuale, a cicli a più livelli di pressione. In un ciclo monolivello, l' HRSG deve provvedere a tre operazioni di scambio termico ben individuabili: il riscaldamento dell'acqua liquida proveniente dalla pompa di alimento l'evaporazione dell'acqua (generazione di vapore saturo) il surriscaldamento del vapore (SH) La situazione è delineata in fig.4.7, che evidenzia la separazione fisica dei banchi di t ubi che provvedono alle tre diverse operazioni. In fig.4.8 è riportata, per un caso 'concreto, la rappresentazione del processo di scambio termico nel diagramma Temperatura - Potenza t ermica scambiata, che, ri cordiamo, è il piano di riferimento nello st udio deg li scambiatori di calore. Osservando quanto accade nel piano T-Q, si noti che la disposizione in controcorrente è essenziale per (i) poter surriscaldare il vapore a beneficio del rend imento del ciclo, (ii) poter sfruttare la fase di preriscal-

combinati

ç si

inelettriil comnibi-

e. Se per quesi ot-


4.9

damento del liquido per recuperare una quota ulteriore di calore dai gas: per questo motivo lo scambiatore relativo viene chiamato "economizzator e" (in analogia con le cald aie a combustione) . La possibilità di preriscaldare il liquido sfruttando il contenuto termico 1 altrimenti irrecuperabile, del gas uscente dalla sezione di evaporazione ci fa capire come la pratica degli spillamenti rigenerativi, ampiamente utilizzata nei cicli a vapore convenzionali, sia solo controproducente nei cicli a recupero: essa comporterebbe

f

Turbina a gas Surriscaldatore

vapore della no forse e alla dir ei modo

Fig.4. 7: Ciclo combinato unfired a singola evaporazione. Nello schema della caldaia a recupero sono indicate le tre sezioni di scambio termico.

so o ~----~----~----~------~----· t.T approach -point!

J. . . .. ,/····

/;i]~cy et; j _ ____ __________J.. . . . . . ~'èl~

~rr~

i

ro

~

~ Joo ········ : T ~ 200 ........ ________;___________ i ~

w 1-

'

: ctO'cyl'lì :

'

:

: ;... t.T subcoolinlf'

' \ //

' : ......,:;::·t-·:·__________··::·-.. :

i

t.T pi nc~.~'.p·. oi nt

-':' - - - - i

· ~IJto;~~ r~

e v,aporazl<~m _e

surri$ca ld amE;!nto 100

:

i

-./

···---: .-· :

_l/

-----------------r·----------------r-----------------;---------------J------- ------pr~riscalda:mento

:

l

0 ~~--~--~--~~--~--~--~~--~

o

20

40

60

80

100

Potenza termica sca mbiata, %

::r eriscal-

Fig.4.8: Diagramma del recupero termico in una caldaia a recupero monolivello: sono evidenziati i punti in cui la differenza di temperatura è di maggior importanza per il dimensionamento degli scambiatori.


4.10

un'inutile dissipazione dei gas ancora caldi nell'ambiente, accompagnata da una perdita di potenza dalla turbina a vapore non recuperabile da un minor consumo di combustibile . In fig.4.8, i cui valori numerici sono riferiti a un ciclo adeguato per il recupero dalla turbina a gas di fig.3.5, si noti infatti che la temperatura finale del gas è di 147°C, con una sostanziale riduzione rispetto ai 222°C presenti all'uscita dell'evaporatore. Dalla figura, si noti che lo scambio termico tra il gas e il vapore è caratterizzato da tre differenze di temperatura significative: il t.T al pinch-point (t.Tpp), che è il minimo t.T nell'evaporazione (cioè tra il gas uscente i banchi evaporatori e la temperatura di evaporazione), il t.T all'approach-point (t.Tap), che è il minimo t.T nel surriscaldamento (cioè tra il gas entrante I'HRSG e la massima t emperatura del v apore), il t.T di sottoraffreddamento (t.Tsc), che è la differenza tra la temperatura di evaporazione e quella dell'acqua uscente l'economizzatore. I primi due stabiliscono le differenze di temperatura che stanno alla base del progetto termico della caldaia, mentre L':.T se è necessa ri o ad evitare rischi di inizio di evaporazione nei tubi dell'economizzatore (specie in condizioni di funzionamento non-nominali), che comporterebbero un "blocco" temporaneo di portata nei tubi a causa del volume occupato dalla bolla di vapore e conseguenti oscillazioni di pressione. t.Tsc (per il quale sono frequenti valori 10+15°C nella pratica progettuale) influenza le prestazioni del ciclo in quanto al suo aumentare una quot a crescente di calore necessario per portare il liquido alla saturazione viene sottratto all'evaporatore invece che essere ricavato dall'economizzatore (aumenta quindi la temperatura dei gas al camino). L'influenza sulle prestazioni del ciclo di t.Tap e di t.Tpp sono ancora più evidenti, perché all'aumentare di L':.Tap diminuisce la temperatura massima del ciclo a vapore e quindi il suo rendimento, mentre all 'aumentare di t.Tpp aumenta, a pari temp eratura di evaporazione (Te), la temperatura di sca rico dei gas e diminuiscono: (i) il grado di recupero termico, (ii) la portata di vapore prodotto (Gv) e quindi (iii) la potenza del ciclo a vapore. Il legame tra t.Tpp e Gv è evidenziato da eq.4.10, che si ottiene applicando il bilancio energetico unitamente all'evaporatore e al surriscaldatore:

G v = Gg • c p. g [T g.in - (T e + ~T pp)} ~ 11he+ 11hsH

(4.10)

La Tab.4.1 m ostra l'influenza dei tre t.T in discussione su un ciclo a recupero a singola pressione adatto ad operare a seguito della t urbina a gas di fig.3.5. Si noti come le variazioni della potenza sviluppata dal ciclo a recupero siano piuttost o importanti, specie per ciò che riguarda il t.T di pinch-point, sebbene le variazioni considerate siano di entità limitata rispetto Ji valori valori più comunemente usati nella pratica e ·a dottati come riferimento. E' importante sottolineare che la riduzione di t.Tpp (ma anche di t.Tap e L':.Tse), consigliato dalla ricerca delle migliori prestazioni termodinamiche, richiede l'adozione di superfici di scambio sempre più generose (espresse in termini di U·A in Tab.4.1: l'incremento è quasi del 20 % passando da 10°C a 5°C): infatti t.Tpp altri non è che uno dei due t.T terminali (il più importante) nella formulazione dell' LMTD dell'evaporatore. A un aumento della superficie corrisponde un aumento, con buona approssimazione proporzionale, del costo iniziale della caldaia a recupero. La determinazione del valore più conveniente di t.Tpp (come peraltro di t.Tap) è quindi un tipico problema di ottimizzazione tecnicoeconomica, che svolgeremo a livello di esercizio in 4 .2.2.


4.11

Tab.4.1: Variazioni delle prestazioni e di alcuni parametri di un ciclo a recupero a un solo livello di pressione per il turbogas indicato in fig.3.5, conseguenti a diversi valori dei L1 T di pinch-point, approach-point e subcooling, rispetto a un caso base caratterizzato da L1Tpp=10'C, L1Tap=25'C e L1Tsc=10'C. LI.T pinch- point Caso base Potenza elettrica lorda 65.20 turbina va pore, MWe1

5•c

2o•c

LI.T approach- point LI.T sottoraffredd. 1Q•C

5o•c

o•c

20•c

66.52 65.66 64.46 62 .62 66.46 64.03 ( +2.0%) (-4.0%) (+0.7%) (-1.1 % ) (+1.9%) (-1.8%)

Portata di vapore, kg/s

67.19

68 .49

64.58

66.32

68.70

68.44

66.00

Temp. gas camino, •c

147.0

140.5

160.1

148.0

145.3

140.7

153.0

U·A, kW/K

3349

3971

2670

3496

3266

3742

3129

Le variazioni della potenza sviluppata, e quindi anche del rendimento di recupero del ciclo bottomer, sono facilmente comprensibili anche in termini di analisi entropica : l'aumento dei LH dello scambio termico è infatti una delle più classiche ca use di irreversibilità. Dal punto di vista costruttivo e morfologico, una caldaia a recupero è profondamente diversa da una caldaia a combustione (si veda, per queste ultime, l'Appendice A4). Il punto centrale, a cui sono riconducibili tutte le differenze, è che nella caldaia a recupero non sono mai presenti zone in cui i gas combusti si trovano a temperature particolarmente elevate. Infatti la temperatura massima è imposta dalle condizioni del gas uscente dalla turbina a gas (non più di 600°C). Al contrario, in una caldaia a combustione la zona della fiamma supera abbondantemente i 2000°C: in tali zone il meccanismo di scambio termico è principalment e controllato dall'irraggiamento piuttosto che dalla convenzione, con flussi termici particolarmente elevati. Pertanto, in una caldaia a combustione, grande attenzione deve essere posta a m antenere le tubazioni in condizioni termiche m olto ben controll ate (cioè a una t emperatura molto più vicina a quella del v apore che a quella del gas combusto), pena la rottura fis ica dei tubi. Essendo questo problema di rilevanza molto minore in una caldaia a recu pero, div iene possibile :

• realizzare la disposizione in controcorrente, e in particolare porre il surriscala sinnoti

•

datore a contatto con i gas a temperatura più elevata (in una caldaia a combustione il surriscaldatore deve restare "nascosto" alla zona di fiamma, che irraggia solo i tubi bollitori più facili da controllare termicamente- app.A4); realizzare una zona dedicata all'evaporazione con semplici f asci tubieri, in cui lo scambio termico avviene per con'-tezione, in luogo che con le pareti membranate che circondano la zona di fiamma; utilizzare, almeno per l'evaporatore e l'economizzatore, tubi alettati che rendono la costru zione assai più compatta ed economica.

A quest'ultimo proposito, si ricorda che la presenza dell'alettatura in un generico scambiatore di calore permette di offrire una maggior superficie di scambio al fluido che presenta un minor coefficiente di scambio convettivo, in modo da bilanciare, entro certi limiti, le resistenze termiche su entrambi i fluidi. Ciò è ~vidente dall'espressione del coefficiente globale di scambio riferito alla superficie esterna del tubo alettato (trascurando i coefficienti di fouling) :


4.12

_!__ = ( - ]- + !__} .

Aint

U

A ext

kinl

A

+

J Cf · kext

(4.11)

Il termine Aext/A;nt (il cui valore può arrivare anche attorno a 20 per un tubo fortemente alettato) ha un evidente effetto moltiplicativo del la superficie di scambio utile a pari metri lineari di tubo . L' "efficienza dell'aletta" Er tiene conto dell'effettiva distribuzione di temperatura lungo l'ascissa radiale dell 'aletta (Er sarebbe pari a l se l'aletta fosse isoterma a temperatura pari a quella del tubo: il suo valore dipen de dall'altezza, dallo spessore e dalla conducibilità termica del materiale costituente l'aletta, nonchè da kext - per maggiori informazioni e valutazioni numeriche si consultino i testi di scambio termico). L'effetto moltiplicatore della superficie dell'aletta ha utilità pratica solo se kext è notevolmente inferiore a k;nt: è questo però, in generale, il caso di tutti gli scambiatori con aria (o gas combusti) a pressione atmosferica a contatto con liquidi o con fluidi in cambio di fase, e quindi anche delle caldaie a recupero (o per esempio dei condensatori ad aria). Si pensi infatti che l'acqua in 2 evaporazione presenta normalmente coefficienti di scambio di almeno 10 kW/m K, 2 contro valori di 50+100 W/m K dei gas combusti a v elocità normali, per effetto della bassa densità e della ridotta conducibilità termica dei gas. In questi casi l'impiego di tubi alettati, peraltro non ammissibile nelle caldaie a combustione perchè l'estremità dell'aletta si porterebbe a temperatu.re troppo elevate, permette enormi risparmi in termini di metri lineari di t ubo utilizzato, abbattendo in maniera drastica i costi e gli ingombri dello scambiatore.

4.2.2 Aspetti progettuali della caldaia a recupero Esempio di ottimizzazione del A T di pinch-point Come già segnalato discutendo i risultati di Tab.4.1, la ricerca del valore ottimale del LH al pinch-point è risolvibil e ricercando i minimi costi di gestione dell'impianto. Svolgiamo questo esercizio per il caso concreto di un ciclo a recupero a due livelli di pressione, a valle di una turbina a gas come quella considerata in fig.3.5. E' anzitutto necessario determinare i valori U·A dei banchi deii'HRSG e della potenza elettrica sviluppata, in corrispondenza di diversi va lori di LlTpp. Questi ri sultati sono ottenibili dal calcolo completo del ciclo a recupero, operazione piuttosto impegnativa che non svolgeremo in questa sede, che porta come risultati i valori di potenza e di U·A riportati nelle prime due righe di tab.4.2, per valori di t.Tpp di 5, 10 e 15 K. Nell'ottimizzazione tecnico-economica, basata su ulteriori assunzioni a seguito segnalate, considereremo le variazioni dei seguenti costi:

costo di capitale deii'HRSG: il costo degli scambiatori di calore è con buona approssimazione proporzionale alla loro superficie (A), una volta stabilita la tipologia costruttiva dello scambiatore stesso. Noto U·A da t ab.4. 2, è possibile determinare il costo di investimento deii'HRSG facendo delle ipotesi re alistiche sul valore del coefficiente globale di scambio U (definito in eq.4.11) e su l costo specifico della sur,erficie dello scambiatore, che supporremo rispettivamente pari a 50 W/m K e a 175 €/ m 2• Si stabilirà poi la quota di tale investimento da attribuire alla gestione annuale, in modo da poter confrontare dei costi di investimento (sost enuti una sola voJta nella vita dell'impianto e riportati all'anno di inizio delle operazioni commerciali) con dei costi di esercizio, che sono invece continuativi nella vita utile. La quota

combinati

4.13


annua di investim ento (che chiameremo CCR- Capitai Charge Rate) può essere determinata con le regole dell'analisi finanziaria, con procedure più o meno complesse che tengono conto (o meno) di diversi fattori: in questo testo supporremo di stabilire un CCR pari al 15%, un valore frequentemente utilizzato per gli investimenti da parte di società a capitale privato operanti 2 nel settore della "power generation" ; costo addizionale di impianto, legato all'aumento della potenza elettrica che si verifica al diminuire di LlTpp: terrà conto delle maggiori dimensioni di turbina, condensatore, macchinario elettrico, etc. Si ipotizzi un maggior costo in ragione di 350 €/kWel: la quota annua sarà determinata come prima; valore dell'elettricità prodotta: la maggior potenza conseguente a una riduzione di LlTpp comporta un rientro di capitale determinato dal valore del bene prodotto (elettricità). Ciò può essere visto come "costo della mancata produzione elettrica" che aumenta con LlTpp rispetto a un valore di riferimento (es : 5°C). Esso è determinato dal valore dell'elettricità, che è realistico stimare a 50 €/MWh (approssimativamente pari al costo medio di produzione nel parco termoelettrico italiano, relativamente alle centrali più efficienti), e dal numero annuo di ore di utilizzo dell'impianto, che ne ll'esempio possiamo supporre pari a 7500 ore (generazione di base). I risultati dell'analisi in tali ipotesi sono riportati in tab.4 .2: il punto ottima le è il minimo della curva ottenuta sommando i tre contributi di costo sopra descritti, che si ottiene attorno ai 12°C. Il valore ottimale di LlTpp dipende ovviamente dalle precedenti assunzioni: per esempio, per un utilizzo di punta o di medio-carico risulterebbero convenienti valori più generosi di LlTpp, essendo il costo per mancata produzione proporzionale alle ore/anno, mentre la quota capitale ne è indipendente (ad esempio, già a 6000 ore/anno il valore di LlTpp ottimale si sposta a 15°C). Tab.4.2: Dimensionamento di una caldaia a recupero, riferito a un ciclo a due livelli al seguito della turbina di fig.3.5: andamento delle diverse voci di costo di investimento e di esercizio al variare della differenza di temperatura al pinch-point. t.T al pinch- point

10

15 72144

Potenza elettrica netta turbina vapore, kWe1

74764

73461

U·A deii'HRSG, kW/K

6673

5434

4684

Maggior costo deii'HRSG, M€/anno

1.044

0 .394

0.000

Maggior costo altri componenti, M€/anno

0.138

0 .069

0.000

Costo per minore produzione di elettricità rispetto al caso t.Tpp=S, M€/anno

0.000

0.489

0.983

Totale costi annui, M€/anno

1.182

0.952

0.983

2

con quota

5

Il valore di CCR del 15% è quanto risulta applicando la metodologia "modified acceferated capitai recovery system (MACRS)" (vedi "Technicaf Assessment Guide", EPRI Report TR102275, Electric Power Researeh Institute, Palo Alto, CA, 1993) con le seguenti assunzioni: t asso di inflazione reale 2%; tasso di attualizzazione: 4.4% sul debito (55% dell'investimento), 14% sul capitale azionario (45% invest.); vita utile -dell'impianto 30 ann i con zero valore residuo; periodo di ammortamento fiscale 20 anni; aliquota fiscale 38.2%; costi annui d i proprietà e assicurazioni: 2% del costo di impianto.

4.14


Scelta della sezione trasversale della caldaia e perdite di carico Un altro aspetto progettuale, risolvibile con una procedura di ottimizzazione tecnico-economica, riguarda la scelta della velocità di attraversamento dei fumi nella caldaia . In realtà, è più corretto esprimersi in termini di sezione trasversale (cioè la sezione normale alla direzione principa le dei fumi) della caldaia: infatti essendo la portata massica di gas costante ma variando il volume specifico con la temperatura lungo il processo di raffreddamento, la velocità del gas varia con continuità nella caldaia, mentre, per ovvi motivi costruttivi, la sezione trasversale è costante. Adottando una minor sezione trasversale (leggasi: aumentando la velocità dei gas) si verifica che: il coefficiente di scambio convettivo dei fumi (kext - eq.4.11) aumenta, essendo proporzionale al numero di Reynolds con esponente compreso tra 0.45 e 0.65: diminuisce pertanto la superficie di scambio necessaria e quindi il costo iniziale della caldaia; aumentano le perdite di carico dei gas nell'attraversamento della caldaia, essendo queste all'incirca proporzionali al quadrato della velocità : NR

v2

/'..p=~f; · p; ·t

=

(

v2J

f·p·l

z=l

· NR

(4.12)

med

dove NR è il numero di ranghi (ovvero delle file di tubi disposte in serie rispetto al fl usso dei fumi) della caldaia. Queste perdite di carico costituiscono una contropressione all'uscita del turbogas (LlPex) e hanno quindi un'influenza negativa sulla sua potenza, come trattato in 3.4.1. Si tratterà perciò di individuare la miglior combinazione tra la citata riduzione del costo della caldaia e il minor guadagno conseguente alla minor produzione di elettricità causata da Llpex, con processo concettualmente simile a quanto prima esem plificato . Nella pratica progettuale, i valori di LlPex sono compresi tra 2.5 e 3.5 kPa .

Disposizione della caldaia Un HRSG può avere disposizione orizzonta le o verticale, a seconda della direzione principale dei fumi. La scelta è determinata in base a puri criteri di conve nienza costruttiva e di spazi disponibili, non essendovi alcuna pregiudiziale di carattere funzio nale . Una caldaia verticale avrà una minore occupazione del suolo, ma, soprattutto per grandi unità, porrà maggiori problemi strutturali, di fondazioni, di accessibilità e di montaggio. Tuttavia sono state proposte caldaie verticali anche per le grosse turbine a gas industriali da 200 MWe1.

Circolazione nell'evaporazione Un elemento distintivo nelle caldaie a recupero è il tipo di circolazione previsto nel banco di evaporazione. Rimandando all'app.A4 (par.A4.2.2) per una discussione generale, le modalità di circolazion'e possono essere di tre tipi (fig.4.9):

• Ad attraversamento forzato (once-through) : non prevede distinzione fisica tra economizzatore, evaporatore e surriscaldatore, ma l'acqua/vapore prosegue senza soluzione di continuità dallo stato iniziale a quello finale. E' la situa zione t ipica dei generatori di v apore supercritici, ma è scarsamente usata nei cicli combinati : da un lato non sono ad oggi mai stati realizzati cicli bottemer ipercritici, dall'altro è noto che le soluzioni once-through comportano

combinati


M:o

4.15

una maggior difficoltà di controllo delle condizione del vapore nei transitori e ai carichi parziali. Tuttavia è recentemente rinato un certo interesse verso questa soluzione in virtù della maggior velocità di avviamento e di risposta alla variazione dei carichi, consentita dalla drastica riduzione dell'inerzia termica del sistema (eliminazione dei corpi cilindrici e quindi della massa di liquido presente): queste esigenze sono connesse all'ormai largo impiego di cicli combinati nelle grandi r~ti elettriche e quindi alla necessità di attenuare le produzione nei. periodi di basso/medio carico. A circolazione naturale: la circolazione nell'evaporatore, asservito ad un corpo cilindrico, è garantita dalla diversa densità tra il liquido presente nel down-corner e la miscela di liquido e vapore presente nei tubi bollitori. Per la semplicità e le capacità auto-regolanti è spesso la soluzione preferita. A circolazione forzata: la circolazione è assistita da una pompa che garantisce il controllo della portata nei tubi bollitori. E' la soluzione preferita nelle caldaie verticali, perché non obbliga a sistemare il corpo cilindrico in posizione sopraelevata rispetto ai tubi bollitori (che sono orizzontali e non possono fornire con la loro stessa lunghezza il battente necessario alla circolazione).

p.zazione dei fum i csversale infatti esco con la con con!l'ersale è a veloci~

~enta, espreso tra ~e quindi

lklaia, es-

p 2)

vapore al la turbina

serie ri-, iscono ' 'infl uen-

acqua di alimento

•

gas

oone del e di eletta esem-

Attraversamento forzato

l.5 1<.Pa.

• gas

tubi ) bollitori (miscela acquavapore)

Circo lazione naturale

• gas

Circolazione forzata

Fig .4.9: Schemi concettuali di circolazione del vapore in una caldaia a recupero. della di-

d" conve-

di caratJO!o, ma, azioni, di ali anche

r. e previa discus~):

N1e fisica KJre pro~ E' la sil: e usata àcli botn;=~o rtano

Il collocamento del degasatore In ogni ciclo a vapore è necessario introdurre un degasatore al fine di liberare l'acqua dai gas in soluzione (perlopiù aria), provenienti dalle imperfette tenute della parte in depressione dell'impianto. Ciò è indispensabile in quanto l'ossigeno presente (liberato in fase gassosa dopo l'evaporazione) diventa estremamente cor3 rosivo nei confronti dei materiali metallici alle elevate temperature • Il degasatore consiste in un serbatoio a pressione superiore a quella atmosferica, in cui una opportuna quantità di vapore, insufflato dal basso su piatti forati, mette in agitazione l'acqua di alimento, facilitando la separazione dei gas per diffusione dalla fase liquida (ricca di 02/N2) alla fase gassosa (povera di Oz/Nz) . La miscela di vapore e di gas separato ("strippat o") viene viene poi sfiorata in atmosfera. In un ciclo a vapore convenziona le il vapore è prelevato dalla turbina e il de3

E' anche da tener presente che i gas presenti nel flusso di vapore sono incondensabili, cioè restano in fase gassosa nel condensatore. Un loro accumulo comprometterebbe il buon funzionamento del condensatore (la pressione di scarico della turbina risulterebbe pari alla pressione di condensazione del vapore più la pressione parziale degli incondensabili present i). Alla rimozione dei gas dal condensatore provvedono solitamente gli eiettori, azionati da vapore che espandendo "trascina" i gas dal condensatore all'ambiente esterno.

4.16


gasatore ha anche la funzione di scambiatore rigenerativo (a miscela). Come abbiamo visto, tale funzione (fig.4.10a) è controproducente in un ciclo combinato: lo spillamento dalla turbina può essere eliminato (e con esso la perdita di potenza relativa) mediante la generazione del vapore richiesto dal degasatore in un banco di tubi bollitori posti nella caldaia a recupero (fig.4.10b), sfruttando perciò il contenuto termico dei gas combusti a bassa temperatura. In molti casi la produzione di vapore in tale banco di tubi può essere spinta fino a quantità superiori a quelle necessarie per il degasaggio: l'eccesso di vapore prodotto può essere inviato alla turbina per ulteriore produzione di potenza . Questa soluzione viene di fatto realizzata con il cosiddetto "degasatore integrato" (la cui disposizione concettuale è rap presentata in fig.4.10c) che unisce la funzione di degasaggio con quella di un corpo cilindrico per la produzione di vapore di bassa pressione. E' la soluzione maggiormente utilizzata nei recenti cicli combinati, in quanto consente un certo risparmio di costi rispetto a soluzioni separate e non comporta alcuna penalità di tipo termodinamico. In alcuni schemi impiantistici è possibile trovare anche altre soluzioni semplificate (es: utilizzo di vapore saturo proveniente da un corpo cilindrico a pressione superiore, flash di acqua surriscaldata dall'economizzatore LP).

HRSG

Fig.4.10: Possibili schemi di funzionamento del degasatore, inserito nella caldaia a recupero di un ciclo combinato (TB: tubi bollitori per la generazione di vapore).

Sistema di by-pass e giunzioni col turbogas Il collegamento della caldaia con la turbina a gas deve prevedere delle giunzioni flessibili in grado di permettere le dilatazioni di quest'ultima (e non è problema da poco, viste le temperature in gioco e le dimensioni). E' poi necessario un tronco di collegamento per portare il gas a velocità conformi a quella della caldaia (5-15 m/s), partendo dai valori molto elevati all'uscita della turbina (100-150 m/s dopo il diffusore): tale tronco ha solitamente un notevole sviluppo assiale per mantenere il più possibile uniforme la distribuzione di temperatura e di velocità nelle varie sezioni della caldaia, avvalendosi anche di opportuni deviatori del flusso . In molti casi (soprattutto negli impiahti di cogenerazione) è previsto un sistema di by-pass della caldaia, che consente di allontanare i gas di scarico direttamente in atmosfera senza attraversare la caldaia a recupero, mediante un apposito camino, visibile sulla sinistra di fig.4.12 (che mostra una sezione reale di un HRSG completo), a cui i gas sono deviati mediante un sistema di serrande. Il by-pass serve a (i) permettere il funzionamento della turbina a gas anche in caso di disservizio dell'impianto a vapore, e (ii) regolare la produzione di vapore. Quest'ultimo


4.17

aspetto non è tuttav ia di rili evo negli impianti per sola produzione di elettricità, perché, come vedremo, è conveniente a carichi parziali ridurre il carico della turbina a gas e lasciare "seguire" il ciclo a vapore . Peraltro, la semplicità meccanica del sistema di by-pass è solo apparente, sempre in relazione alle t emperature di esercizio e alle dimensioni delle serrande: si t ratta di un elemento delicato, piuttosto costoso e spesso fonte di perdite di gas caldi per imperfetta t enuta. Viene quindi installato solo se dichiaratamente prq;visto dal piano operativo della centrale. Le seguenti figure 4.11, 4 .12 e 4.13 mostrano alcune sezion i di caldaie a recupero di cicli combinati, da cui è possibile notare diverse soluzioni costruttive, alcune delle quali diverrann o più chiare nel proseguimento della lettura .

corpo cilindrico LP con degasatore integ rato ,

surriscaldatore e risurriscaldatore (SH e RH)

evaporatore HP spazio disponibile per installazione SCR

Fig.4.11: Vista in sezione della caldaia a recupero di un ciclo combinato, con flusso dei gas combusti in senso orizzontale, a tre livelli di pressione, con circolazione naturale. E' ben visibile il degasatore integrato. Per I'SCR (rimozione catalitica di NOx) si rimanda al cap. 7.


4.18

camino

principale

•

Fig.4.12: Vista in sezione della caldaia a recupero di un ciclo combinato, con flusso del gas in verticale, a tre livelli di pressione con circolazione forzata. E' visibile, a sinistra, il camino di by-pass dei fumi.

.. •

•

Fig.4.13: Immagine di due caldaie a recupero di un ciclo combinato (Edison, Marghera), con flusso del gas in orizzontale. Sono visibili, nella piattaforma superiore, i corpi cilindrici e il degasatore integrato.

Turbine a gas

e cicli combinati

4.19

4.2.3 Turbina a vapore Le turbine a vapore per ciclo combinato non differiscono da quel le impiegate nei cicli a vapore convenzionali, né per gli aspetti concettuali né per i criteri progettuali né per la tecnologia costruttiva (si vedano alcuni approfondimenti in app.A4, par.A4 .2.1). I dati di funzionamento presentano tuttavia alcune differenze che discuteremo brevemente: \

•

La massima pressione di ammissione è generalmente più contenuta: abbiamo visto come in un ciclo bottomer esista una temperatura di evaporazione (e quindi una pressione) ottima le dal punto di vista termodinamico, mentre negli impianti convenzionali l'incremento della pressione è sempre favorevole al rendimento, ammesso che ciò non esasperi la problematica del liquido in turbina. Le pressioni massime più frequentemente riscontrate nei cicli combinati sono fra 60 e 110 bar (con recentemente qualche applicazione a 140- 170 bar), mentre nei cicli convenziona li è usuale il ricorso a pressioni di 250 e talvolta anche di 300- 320 bar. Ciò comporta una semplificazione del sezione di alta pressione. E' notevolmente diversa la ripartizione delle portate massiche tra i primi e gli ultimi stadi. Mentre in un ciclo convenzionale la portata diminuisce notevolmente durante l'espansione a causa delle sottrazioni di portata per gli spillamenti rigenerativi (all'ultimo stadio arriva solo il 55-60% della portata iniziale), in un ciclo bottomer non solo non vi sono gli spilla menti rigenerativi ma viene aggiunto vapore proveniente dai livelli di media e bassa pressione, per cui all'ultimo stadio troviamo il 25-35% di portata in più rispetto al pri mo (valori tipici di grandi cicli combinati). Le potenze unitarie sono generalmente inferiori: con le più grandi turbine a gas in dustriali la turbina a vapore arriva a 130- 140 MWe ( il do ppio se è servita da due tu rbin e a gas, soluzione però piuttosto rara) contro i 600-800 MWe delle grandi centrali a carbone. Nonostante la minor potenza, la sezione di bassa pressione è comunque di progettazione critica, in v irtù della grande portata massica e volu metrica: le turb in e a vapore per i classici cicli combinati da 400 MWe sono costruite con un singolo flusso solo adottando le palettature di bassa pressione più sofisticate (altezze di 42", 45" e persino 48") e per pressioni di condensazione non particolarmente basse. Sulla scia dei recenti avanzamenti resi possibili dagli studi di fluidodinamica computazionale e applicati alle palettature delle turbine a vapore, sono oggi disponibili disegni di pala particolarmente efficienti, che, uniti al basso carico fluidodinamica tipico delle turbine a vapore, rendono possibili rendimenti isoentropici molto elevati, fino al 95% per gruppi di stadi di media pressione.

4.2.4 Condensazione ca!-

Anche la problematica della condensazione (o, in generale, della cessione di calore all'ambiente) non presenta aspetti concettuali e realizzativi differenti da quelli dei classici cicli a vapore (par.A4.2.3). Anche per i cicli combinati sono possibili, in funzione delle peculiarità del sito della centrale, t re soluzioni : Condensazione ad acqua di fiume o di mare, a circuito aperto

• Condensazione con torre evaporativa • Condensazione ad aria (a secco)


4.20

Pur supponendo già noti al lettore i vari (e importanti!) aspetti tecnici, economici, applicativi e normativi che differenziano queste tre soluzioni, brevemente descritte in A4.2.3, occorre soffermarsi su una particolarità che ha, in molte situazioni, un'importante valenza: la condensazione a secco è una soluzione assai più praticabile per un ciclo combinato che per un ciclo a vapore convenzionale. A pari potenza elettrica, è infatti molto infe riore la potenza termica da dissipare al condensatore: volendo dare dei valori validi per impianti allo stato dell'arte (con la miglior tecnologia oggi disponibile), si può dire che la potenza al condensatore è il 100-105% di quella elettrica netta per un impianto a vapore, 4 mentre è solo il 60-62% per un ciclo combinato • Pertanto:

•

l'aggravio di costi di investimento legato all'impiego dei condensatori ad aria (onere essenzialmente dovuto alle peggiori ca pacità di scambio termico dell'aria rispet to all'acq ua e quindi alle maggiori superfici di scambio) ha un'incidenza assai inferiore nel bilancio globa le dei costi di impianto di un ci clo combinato; l'inevitabile aumento della pressione di condensazione tipico delle soluzioni a secco (valori tipici: 0. 1-0.12 contro 0.04-0.05 ba r) ha un impatt o sul rend imento generale del ciclo che è ben più contenuto che in un ciclo a vapore convenzionale, per il semplice motivo che in un ciclo combinato il 60-70% della potenza è sviluppato dalla turbina a gas ed è quindi indipendente dalle condizioni della condensazione!

Ciò non significa ovviamente che la pressione di condensazione non debba essere accuratamente ottimizzati, in base alla disponibilità del mezzo refrigerante (acqua, aria) e alla sua temperatura. I l valore ottimale deve essere trovato con un'impostazione metodologica concettualmente simile a quel la usata per il ~T di pinch-point, valutando cioè i vantaggi economici consentiti dall'incremento di potenza ottenibile con una minor pressione di condensazione, a fronte dell'aumento del costo di investimento dovuto alla maggior superficie di scambio. In tale procedura non bisogna dimenticare di conteggiare il consumo deg li ausiliari legati al processo (es: pompe di circolazione dell'acqua nei sistemi aperti e nei sistemi a torre, ventilatori nei sistemi a secco e nelle torri). Dal punto di vista tecnologico le soluzioni a secco prevedono l'impiego di tubazioni in acciaio zincato fortemente alettate (fig.4. 14 a sinistra), raccolte in batterie di scambio inclinate (nella classica struttura a "capannina" - fig.4.14 a destra) e alimentate da un collettore superiore che distribuisce il vapore. Il condensato viene raccolto nella parte inferiore, proveniente anche dalla sezione in controcorrente dello sca mbiatore (il deflagmatore in fig.4. 14). L'aria può essere spinta su lle batterie di scambio da ventilatori assiali, come in fi g.4.14, disposti alla base della "capannina", oppure la stessa struttura di scambiatore (o simile) può essere disposta all'interno di torri, che con la loro altezza generano una circolazione naturale di aria, garantendo così un minor consumo di ausiliari ma a costo di un notevole impatto visivo e di grandi ing ombri. l

4 Ciò è causato da due effetti: (i) il maggior rendimento del ciclo combinato (es: 56-58% contro 42-45%): maggiore è la quota dell'energia entrante (combustibile) convertita in elettricità, minore è la quota da scaricare in ambiente; (ii) in un ciclo comb inato una discreta quota di potenza termica è dissipata al camino invece che al condensatore: tale quota è più rileva nte che per un ciclo convenzionale a causa della maggior portata di gas combusti, imposta da l grande eccesso di aria tipico della combustione nelle t ur bine a gas.

4.21


Le più recenti applicazioni di condensatori ad aria con queste tecnologie sembrano aver superato i problemi che hanno afflitto le prime installazioni (rotture dovute alla formazione di gh iaccio in "zone morte" del condensatore, rientri di aria per carente tenuta e conseguente perdita del "vuoto" del condensatore). STEAM DISTA IBUTION MANIFOlD

PAAALLEL FLOW

CONDENSER BUNDLE

Fig.4.14: Tubo alettato impiegato in un condensatore di vapore a secco (sopra) e struttura di un condensatore a circolazione forzata (a destra), con le batterie di scambio disposte a V rovesciata e ventilatore assiale (fonte: GEA).

4.2.5 Assetti dei cicli a recupero al a di n

a

Come ormai noto, i cicli bottomer a vapore sono per lo più caratterizzati da più fasi di evaporazione (due o tre) a diverse pressioni. Tale arrangiamento consente di limitare le dissipazioni del potenziale termodinamico dei gas legate agli scambi termici tra gas e vapore: occorre produrre vapore ad alta pressione e ad alta temperatura, in grado di sviluppare molto lavoro nella successiva espansione, laddove i gas sono caldi, e abbassare progressivamente il livello della produzione termica, generando vapore a pressioni più contenute, man mano che i gas vengono raffreddati. Tutto ciò è la conseguenza del fondamentale concetto di limitare le irreversibilità nello scambio termico tra gas e vapore, perseguibile attraverso la riduzione dei boT sotto cui avviene la cessione di calore dalla sorgente al ciclo. Questo concetto va applicato non solo alle fasi di evaporazione, ma anche a quelle di preriscaldamento e di surriscaldamento dei flussi di acqua e vapore alle diverse pressioni. L'applicazione di questa regola generale (limitare i t-T tra gas e acqua/vapore) giustifica la disposizione dei vari banchi deii'HRSG mostrata dalla fig.4.15 (e riscontrabile nelle fig.4.11 e 4.12), relativa a casi a due e tre livelli di pressione con e senza risurrisca ldamento (RH). L'eventuale presenza dell'RH è una importante ulteriore opzione nell'assetto dei cicli a recupero. La sua modalità di realizzazione è del tutto analoga a quella dei cicli a vapore classici e _come tale contribuisce al miglioramento del rendimento del ciclo, in quanto (i) diminuisce la per".:l centuale di liquido presente alla fine dell'espansione in turbina, migliorandone le / condizioni operative e il rendimento, (ii) aumenta il livello medio di temperatura a


4.22 5

cui il ca lore è introdotto nel ciclo termodinamico , (ii). L'RH rappresenta ovviamente una complicazione impiantistica e un costo addizionale: il suo impiego è molto diffuso nei cicli combinati di grande potenza (>100 MWe) ma è rarissimo nei piccoli medi impianti (anche per problemi di costo e disponibilità di turbine a vapore adeguate). Analizziamo ora in dettaglio gli schemi di fig.4.15:

• Due livelli senza RH (2L): lo schema mostrato include una soluzione con degasatore integrato, alimentato da acqua preriscaldata in un economizzatore di bassa pressione. Dopo l'evaporatore LP (seguendo il senso dell'acqua/vapore), è posto l'economizzatore HP e quind i il surriscaldatore LP, che incontra i gas più caldi 6 consentendo un discreto surriscaldamento del vapore LP • L'evaporatore HP è poi seguito dal suo SH, sempre in controcorrente. Lo schema 2L è di larga diffusione nella pratica dei cicli combinati, specie per potenze non elevatissime, rea lizzando un buon compromesso tra prestazioni termodinamiche e semplicità d'impianto. Due livelli con RH (2LR): differisce dallo schema precedente perché il vapore viene estratto dalla turbina ad una pressione intermedia per venire nuovamente surriscaldato. Il banco di RH è posto in parallelo con I'SH di alta pressione. La disposizione in parallelo è necessaria affinchè ambedue le correnti di vapore da surriscaldare (SH e RH) possano raggiungere i massimi valori di temperatura consentiti dal LlTap con i gas provenienti dalla turbina. Nella realtà costruttiva, i fasci tubieri di SH e RH non sono effettivamente disposti in parallelo, ma, come lascia intendere la figura, si preferisce alternare i vari ranghi di SH e RH, in modo da evitare fl ussi termici sbilanciati dalle inevitabili disuniformità di velocità e di t emperatura dei gas in senso normale al flusso gassoso. La pressione a cui effettuare l'RH in modo ottimale per le prestazioni dell'impianto è intermedia tra le due pressioni di generazione del vapore. Lo schema 2LR è scarsamente diffuso: infatti se si accettano le complicazioni conseguenti l'adozione dell' RH (andata e ritorno delle t ubazioni di vapore, separazione della turbina in due corpi distinti, maggiori superfici di scambio), è probabile che diventi pure accettabile uno schema a tre livelli. Tre livelli con RH (3LR): lo schema è un'estensione di quello 2LR con l'aggiunta di una sezione di evaporazione ad una pressione intermedia (IP), la stessa a cui è effettuato l'RH. Il vapore proveniente dalla turbina HP viene miscelato con quello generato nella sezione lP (parzialmente surriscaldato): il flusso risultant e viene risurriscaldato fino ai massimi valori consentiti dai gas di scarico, prima di t ornare alla turbina. Tale ampio risurriscaldamento, effettuato a una pressione-piuttosto bassa (tra 15 e 30 bar), previene in modo decisivo la formazione di liquido in turbina (problema che affligge i cicli 2L) e conseguentemente permette di adottare pressioni HP più elevate, a ulteriore vantaggio del rendimento del ciclo. Si.. pensi infatti che, partendo dalla stessa temperatura massima (ossia TOT-LlTap), diverso è il titolo a fine espansione se questa inizia a 60+90 bar (valori comuni della pressione massima dei cicli 2L) piuttosto che ai 15+30 a cui viene effettuato l'RH nei cicli 2LR e 3LR: ciò costituisce un punto decisivo a favore dei cicli con RH. Dallo 5

Nel ciclo a recupero esiste sicuramente Jna larga disponibilità di calore a temperatura piuttosto elevata, che viene assorbito nell 'evaporazione HP (fig.4.8) a livello termico inferiore: l'addizione dell'RH permette di trasferire parte di questo calore al vapore a temperatura più elevata, con un conseguente abbattimento delle irreversibilità e aumento del rendimento, in modo del tutto analogo aii'SH.

6

Qualora si desiderasse surriscaldare al massimo anche il va pore LP, un ·secondo SH potrebbe essere disposto in parallelo con quello HP: ta le opzione non è mai seguita perché la sua influenza sul rendimento è controversa e in ogni caso talmente marginale da non giustificare ulteriori complicazioni dell'assetto

Turbine a gas

e cicli combinati

4.23

schema è anche interessante notare come l'economizzatore HP sia diviso in due sezioni, una prima e una dopo l'evaporatore IP: ciò consente di mantenere ~T modesti tra gas e acqua, nonostante la notevole escursione di temperatura del liquido. La soluzione 3LR è l'opzione di punta nella pratica dei cicli combinati ed è riconosciuta come quella vincente nei grandi impianti per produzione elettrica di base 7 •

CICLO A DUE LIVELLI (senza RH)

CICLO A DUE LIVELLI CON REHEAT

CICLO A TRE LIVELLI CONREHEAT

Fig.4.15: Assetto impiantistico di diverse configurazioni di cicli a vapore a recupero.

La disposizione dei banchi di scambio termico negli HRSG può subire lievi -,odifiche a seconda delle soluzioni adottate dai vari costruttori e quindi le indica: ioni di fig.4.15 non sono le uniche possibili, pur restando rispettate nelle linee ge, erali. A livello impiantistico, bisogna poi aggiungere che è diffuso nella pratica asUn numero limitatissimo di impianti è stato realizzato con uno schema a tre livelli senza RH (3L), il cui assetto è facilmente intuibile dal lettore per semplificazione del 3LR. Que-

s::a soluzione ha avuto ben poco successo, perché, essendo limitata dal problema del liquido n turbina la massima pressione utilizzabile, non consente l'ottenimento di prestazioni signi'icativamente superiori al più semplice ed economico schema a due livel li.

4.24


èl

servire una sola turbina a vapore a più t urbine a gas (fi no a quattro). Lo scopo ottenere un'evidente economia di scala per ciò che riguarda il turboalternatore a . vapore, con riflessi positivi sulle prestazioni della centrale. Infatti le macchine a vapore presentano, come ben noto, rendimenti interni sempre crescenti con la loro dimensione assoluta. In questi casi è comunque sempre prevista una singola caldaia a recupero per ogni turbina a gas: le economie di scala risultanti da una loro unificazione sarebbero irrilevanti rispetto ai costi dei condotti dei gas caldi e delle serrande necessarie a permettere la fermata di una singola turbina a gas. Quando invece ogni turbina a gas ha la propria turbina a vapore è possibile utilizzare un'unica macchina elettrica, sempre allo scopo di ridurre i costi . In tal caso bisogna però introdurre un giunto autosincronizzante tra alternatore e turbina a vapore, affinché quest'ultima non venga trascinata durante l'avviamento del turbogas, operazione che la danneggerebbe in assenza di produzione di vapore.

J

4.3 Prestazioni dei cicli combinati Prima di procedere a considerazioni quantitative riguardo le prestazioni dei cicli combinati e alla loro ottimizzazione, è necessario stabilire le assunzioni necessarie per i calcoli e i limiti tecnologici entro cui ricercare le soluzioni ottimali per i cicli a vapore, in analogia con quanto fatto al Cap.3.1 per il ciclo reale delle turbine a gas. La Tab.4.3 contiene i valori impiegati nelle valutazioni riportate in questo testo : chiaramente, essi non rappresentano condizioni "obbligatorie", ma sono derivati da una disamina dei valori più frequ entem ente riscontrati nella pratica. A parziale commento di tali assunzioni si noti che: Non sono stati imposti limiti inferiori alla temperatura dei gas al camino, riferendosi a fumi di combustione di metano con largo eccesso d'aria, per i quali il pericolo di corrosione acida è limitato ai casi in cui vi sia effettiva condensazione dell'acqua, che avviene a temperature molto basse. Non è comunque bene scendere sotto i 70-80°C per evitare la formazione di pennacchi di fumo resi visibili dalla condensazione del vapor d'acqua all'uscita dal camino e soprattutto per mantenere una buona dispersione in atmosfera della colonna di gas uscenti dal camino, che continua a salire "naturalmente". • Il rendimento della turbina a vapore, dato di grande importanza nella stima 8 della potenza del ciclo, è stato calcolato con un metodo proposto dall'autore • Tale metodo effettua un calcolo sequenziale degli stadi, attribuendo loro un rendimento isentropico in funzione del numero di giri caratteristico dello stadio, e correggendolo per l'eventuale presenza di liquido. Al di là dei dettagli operativi, si noti che in tal modo si tiene conto di importanti effetti che non possono essere t rascurati nel determinare le prestazioni di una turbina a vapore: in particolare la "taglia" della turbina (le piccole unità hanno rendimenti assai inferiori di quelle grandi, per la loro ridotta portata volumetrica) 1 la variazione del volume specifico durante l'espansione (gli stadi ad alta pressione/ quindi a basso Ns hanno rendiment i inferiori di quelli di media pressione) e la già citata presenta del liquido. Tali effetti hanno pesi diversi nei vari cicli 1 e non sarebbe stato corretto assumere valori costanti dei rendimenti dei vari corpi di turbina. 8

G.Lozza "Bottoming Steam Cyc/es for Combined Gas-steam Power P/ants: a Theoretica/ Estimation of Steam Turbine Perfo rmance and Cyc!e Ana/ysis" 1 Proceedings of the 1990 ASME Cogen-Turbo Symposium, pp.83- 92, New Orleans, USA, IGTI Voi.S.

4.25


t.T minimo tra gas ed evaporazione (LlTpp) t.T minimo tra gas e vapore surriscaldato (LlTap) t.T tra uscita economizzatore ed evaporazione (LlTsc)

ope-

Massima temperatura del vapore surriscaldato Massima pressione di evaporazione Minima pressione di evaporazione Minima pressione di risurriscaldamento Pressione di condensazione 1 Llp/p economizzatori Llp/p surriscaldatori e piping di adduzione t urbina<•> Velocità di rotazione della turbina Perdite termiche HRSG, lato gas Perdite di pressione neii'HRSG Rendimento interno della turbina Rendimento alternatore (bJ Rendimento meccanico della turbina {bl Perdita di vapore vivo per t rafilamenti dalla turbina Perdita per energia cinetica allo scarico turbina (cl Rendimento idraulico delle pompe Rendimento elettrico-meccanico delle pompe Potenza ausiliari l Potenza termica del con densatore Temperatura dell' ambiente di riferimento <•l

oar{b)

rifepe-

10 oc 25 oc 10 oc 538 oc 140 bar 3. 1 bar 15 bar 0.05 bar 15 % 8% 3000 rpm 0.7% 3 kPa vedi nota 8 98 .5 % 99.5% 1% 24.2 kJ/kg 83 % 90 % 0.5 % 15 oc

per la massima pressione include le valvole di regolazione turbi na; per il risurriscaldamento include la tubazione di ritorno all ' HRSG. per una potenza di 100-1 20 MWel· In generale, si veda fig.2 .15. corrispondente a una velocità di 220 m/s, senza recupero di energia cinetica.

Tab.4.3: Assunzioni usate nel calcolo della sezione a vapore a recupero. Nel seg uito si fa sempre riferimento a una portata di gas di 600 kg/s, a cui corrispondono, per i valori usuali di TOT, turbine a vapore di potenza dell'ordine dei 100 MW. I già citati effetti di taglia fanno sì che le previsioni qui riportate risultino ottimistiche per macchine di potenza sensibilmente inferiore . I valori massimi delle condizioni del vapore (140 bar, 538°C) sono coerenti con quelli riscontrati nelle centrali a vapore di potenza relat ivamente limitata (100150 MW). I valori tipici dei gruppi più importanti (es: 600 MW, con 250 bar, 565 o 590°C) sono stati esclusi in quanto finora mai utilizzati nella prat ica dei cicli combinati. Tuttavia , se il ricorso a pressioni supercritiche sembra di scarso interesse tecnico-economico per i cicli combinati (l'aumento di costi non pare giustificare i modesti vanta ggi in termini di rendimento), non è azzardato prevedere che i recenti affinamenti della t ecnologia del vapore in t ermini di temperature m assime ottenibili (600-620°C) abbiano nel prossimo futuro ricadute su i cicli combinati, laddove la taglia dell'impianto e la temperatura dei gas di scarico lo consentano. Le condizioni di condensazione (0.05 bar) e i consumi degl i ausiliari (principalmente le pompe di circolazione del refrigerante del condensatore) sono ragio nevoli per condensazione con acqua in circuito aperto (fiume, mare, etc.). I n caso di condensazione ad aria a secco, sono più frequenti pressioni di condensazione di circa 0 .1-0 .12 bar con consumi degli ausiliari più elevati se il sistema prevede la circolazione forzata dell'aria. Nel caso di utilizzo di torre evaporativa si fa solitament e riferimento ad una pressione di con densazione di 0.07-0.08 oar.

1990

4.26


4.3.1 Ottimizzazione delle pressioni di evaporazione Sulla base delle assunzioni operate è possibile determinare le condizioni operative ottimali dei cicli a recupero. Infatti, come al par.4.1.1 abbiamo determinato la miglior temperatura di evaporazione per un ciclo di Carnot, nel caso reale di ciclo a vapore si pone lo stesso problema. Si noti che:

• •

le pressioni ottimali dipendono dalla temperatura dei gas allo scarico della turbina a gas; in un ciclo multi-livelli vanno ottimizzate contemporaneamente tutte le varie pressioni operative del ciclo; la soluzione non può essere ricercata con metodi analitici (non fosse altro che per la sua dipendenza dalle proprietà termodinamiche del vapore, inteso come gas reale): essa va ricercata per via numerica, nel caso generale con metodi di ricerca del massimo di funzioni non-lineari multivariabili.

Consideriamo, come esempio applicativo, il problema di ricerca della pressione ottimale per un semplice ciclo monolivello, analizzandone gli aspetti termodinamici con il metodo dell'analisi entropica. La fig.4.16 riporta le perdite di rendimento, ai sensi del secondo principio, che si verificano in cicli a recupero al variare della pressione di evaporazione, per due diverse turbine a gas: la prima ad alto rapporto di compressione (~=30, come da fig.3.5) e la seconda a ~ tipico delle macchine industriali (~=15, fig.3.1) . Le temperature dei gas allo scarico sono assai diverse, rispettivamente 476 e 603°C, tenendo conto di una perdita di pressione allo scarico di 3 kPa. Dall'analisi della fig.4.16 si possono effettuare le seguenti osservazioni :

•

•

•

All'aumentare della pressione del ciclo a recupero, in entrambi i casi diminuiscono le perdite relative allo scambio termico neii'HRSG e aumentano quelle di scarico dei gas caldi nell'ambiente (come peraltro era già sfato rilevato impiegando la semplice schematizzazione del ciclo di Carnot). Le perdite di scarico gas sono ben più rilevanti nel caso ad alto ~, in quanto il contenuto exergetico residuo dei gas rilasciati all'ambiente è più importante in termini percentuali quando la turbina a gas rilascia gas più freddi (ovvero il lavoro reversibile da essi estraibile è inferiore). Questa voce è la principale responsabile del minor rendimento di secondo principio del ciclo a recupero (che è il complemento all'unità della somma delle perdite segnalate in figura) nel caso a ~=30 rispetto a ~=15. Le perdite causate dal rendimento non unitario della turbina crescono con la pressione, in relazione al maggior lavoro svolto. Le perdite nella condensazione, dovute al LH tra condensazione (32.9°C) e ambiente (15°C), sono di una certa importanza nonostante il modesto valore di tale LlT. Esse t endono a diminuire con l'aumento della pressione di evaporazione, perché diminuisce il calore entrante nel ciclo, ne aumenta il rendimento e quindi diminuisce il calore scaricato al condensatore.

Il valore ottimale della pressione è molto diverso nei due casi: circa 20 bar contro 70, a cui corrispondono 212 e 285°C. Si noti che l'eq.4.6 applicata ai casi in esame avrebbe suggerito temperature di evaporazione rispettivamente di 191 e 229°C, entrambe più basse di quelle effettivamente ottimizzata. Questa discrepanza è attribuibile al fatto che la procedura svolta in 4.6 non considerava l'effetto dell'ulteriore recupero termico reso possibile dalla presenza dell'economizzatore. Si può tuttavia nota re che l'influenza della pressione sul rendimento di recupero è piutto-

'

o

c.

uc ...." c c ~

4.27


sto contenuta: nel caso a 13= 15 per esempio la variazione di l")rr è contenuta entro il 2% in tutto il campo tra 40 e 140 bar. Ciò consente al progettista del ciclo di scegliere la pressione del ciclo tenendo conto anche di altri fattori (economici, operativi, etc.) senza per questo compromettere in modo significativo il rendimento. 0.6 o ·c. ·c; 0.5 c

o.6 .--~-~--:-!1~!-_,.---,---,--~~-, lavoro utile

ottimo 0.5

·c

•

--- --- ---· ---~-

1

o.

,_,

..... 0.4

l l

• '

' '

'

'

l

•

l '

i i y llimoi

---- -:--- - --- ~- -- - + - ---~- -- ~---~-- -~------!----

e/m/t ·

0.4

o ...... c Q)

E 0.3 'O

c

Q) L..

0.2

'O Q) ~

'O L..

0.1

Q) Q.

0.0 10

T.gas 13=30 ··· scambio termico (fig.3.5) . i i O.Q L-----~--~~--WL~~~--~

60 40 20 Pressione evaporazione, bar

20

40 60 80 100 140 Pressione evaporazione, bar

Fig.4.16: Analisi entropica di cicli a recupero monolivel/o, al variare della pressione di evaporazione, per due casi con diversa temperatura dei gas.

4.3.2 Influenza dell'assetto del ciclo L'adozione di cicli multilivello può migliorare nettamente la qualità del recupero termico nei cicli combinati, ottenendo contemporaneamente la riduzione dell'energia termica dissipata allo scarico e delle irreversibilità nella cessione di calore al ciclo a vapore. E' possibile rendersene conto osservando in figura 4.17 i diagrammi temperatura-potenza termica dei cicli ottimizzati per il recupero da turbina a gas heavy-duty (13=15) e in fig.4.18 l'analisi di secondo principio del ciclo combinato risultante. I tre casi delle figure sono relativi alle disposizioni impiantistiche più frequentemente usate nella pratica: a un livello (1L, fig.4. 7), a due livelli (2L, fig.4.15a), a tre livelli con RH (3LR, fig.4.15c). Si noti che: Utilizzando un ciclo a due livelli (fig.4.17b) invece che monolivello (fig.4.17a), la quota di potenza termica dissipata al camino si riduce dal 21 al 10% circa, con una drastica riduzione della perdita exergetica collegata (fig.4.18). Contemporaneamente, la maggior pressione di evaporazione nel caso 2L riduce i llT nella zona ad alta temperatura deii'HRSG e il conseguente lll"), senza compromettere la possibilità di un efficace recupero termico, realizzato con l'evaporazione di bassa pressione. Adottando il ciclo 3LR (fig.4.17c), oltre all'affinamento del recupero a bassa temperatura, si verifica un sostanziale incremento della potenza termica scambiata ad alta temperatura, cioè neii'SH e RH: il ciclo a vapore riceve calore ad alta temperatura, diminuendo ulteriormente le irreversibilità nello scambio tèrmico. Nella fig.4.18, le prime quattro voci di perdita (in basso) sono relative alla turbina a gas e quindi comuni ai tre casi. Va invece notata la differenza delle perdi-

4.28

te localizzate nella turbina a vapore: esse aumentano dalla soluzione ll a quella 2L (mitigandone i vantaggi) in relazione al maggior lavoro svolto (la pressione di ammissione è superiore in 2L) e al minor rendimento conseguente alla più elevata percentuale di liquido in turbina (infatti all'ammissione il vapore ha la stessa temperatura nei due casi, ma in 2L la pressione è superiore, per cui l'espansione resta più sinistra nel diagramma di Mollier di quanto non avvenga in ll). Nel caso 3LR invece le perdite della turbina subiscono una riduzione, a seguito del risurriscaldamento che elimina gran parte del liquido in turbina e aumenta la portata volumetrica degli stadi di media pressione, migliorando Ns e quindi il rendimento. Si può quindi concludere che l'effetto dell'RH è positivo sia per motivi termodinamici (miglioramento dello scambio termico) che per il miglioramento delle prestazioni della turbina a vapore, effetto che è spesso preponderante rispetto al primo.


o

quota di potenza dissipata·

La tab.4.4 contiene infine una serie di risultati ottenuti dall'ottimizzazione del recupero termico dai due usuali tipi di turbina a gas, con i diversi assetti di ciclo illustrati in precedenza (fig.4.7 e fig.4.15), in accordo con le assunzioni di Tab.4.3. Ad essi è stato aggiunto (solo per il primo caso) un ciclo a 3 livelli con RH aventi caratteristiche più avanzate (che chiameremo 3LRA), derivanti da (i) rimozione del vincolo sulla pressione massima di 140 bar, (ii) adozione di un tratto di RH tra l'evaporatore HP e quello IP, (iii) temperatura massima di 565°C invece che 538°C. Potenza termica disponibile, % Il caso 3LRA è quindi rappresentativo dello stato dell'arte più avanzato oggi Fig.4.17: Diagramma dello scambio terconseguibile per un gruppo combina- mico per cicli a recupero ottimizzati per la to di grande potenza. Dall'esame di turbina a gas di fig.3.1, nei casi: (a) a un tab.4.4 si rilevi che: livello di pressione, (b) a due livelli, (c) a tre livelli con RH.

4.29


O O D

sc.gas e/m/t cond .

UTV o .....

•

-o 35

•

.....
;::!

-o "-

CL

hrsg

e/m O esp . @l compr. Il comb.

30

ll

2L

3LR

Tipo di ciclo a recupero

Fig.4.18: Analisi entropica di cicli combinati per la turbina a gas di fig.3.1. Legenda delle perdite: comb: combustione nel turbogas, compr: compressione nel turbogas, esp: espansione nel turbogas, ejm: perdite elettromeccaniche nel turbogas, hrsg: scambio termico nella caldaia a recupero, TV: turbina a vapore, cond: condensatore, ejmjt: elettromeccaniche e termiche nella vapore, sezione a sc.gas: scarico gas.

Tab.4.4: Prestazioni e valori ottimizzati delle principali variabili di progetto di cicli combinati con diversi assetti. Tipo di ciclo a recupero

1L

2L

2LR

3L

3LR

3LRA

Recupero da turbogas ~=15, TOT=603.5°C, G=609.4 kg/s, Wrev=183059 kW Rend. ciclo combinato, !']cc Rend. ll 0 pr. recupero, !']n Potenza elettrica netta, kW Pressioni, bar Temp. vapore, oc Portate di vapore, kg/s Temp. gas scaricati, oc u.s caldaia recupero, kWIK

0.5256 0.5417 0.5482 0.5451 0.5536 0.5642 0.5963 0.6515 0.6736 0.6628 0.6917 0.7281 133283 109161 119260 123307 121339 126622 125/19.713 140/21.8/3 295/15/3 69.2 124.415.3 123/21/6.8 538 538/312 538/538/31o 538/538/31 1 538/538/321 565/565/345 92.9 92.2/16.1 69.6/22.3 87.5/12!7.3 69.5/16.5/1o 71.9/9.9/8.5 144 84 100 79 85 88 8826 8401 9750 4536 7486 6809

Recupero da turbogas ~=30, TOT=476.3°C, G=606.6 kg/s, W,..,=123286 kW

100

Rend. ciclo combinato, !']cc Rend. ll0 pr. recupero, l']u Potenza elettrica netta, kW Pressioni, bar Temp. vapore, oc Portate di vapore, kg/s Temp. gas scaricati, oc U-S caldaia recupero, kW/K

•

0.5182 0.5281 65108 19.4 451 67.8 145 3366

0.5344 0.5959 73461 49.3/3.3 451/248 61.3/19.8 84 5433

0.5393 0.5403 0.6164 0.6206 75990 76512 54.8/15/3.5 70.4115/3 451/451/255 451/451/271 51.6122.7 55/15.6/9.4 101 94 5440 6661

0.5459 0.6438 79375 84.6/15.6/3 451/451/284 43.6/19.4/11 98 6647

n.a.

I rendimenti dei cicli combinati si attestano, nelle ipotesi della tabella, su valori sempre superiori al 50%, pertanto con un salto di qualità decisivo ri spetto ai cicli semplici, ma anche rispetto ai cicli a vapore tradizionali. I cicli a recupero sono in grado di utilizzare l'exergia disponibile nei gas di scarico con un rendimento variabile dal 50 al 70% circa . La progressiva complicazione dello schema d'impianto migliora le prestazioni:

4.30

•


è da rilevare che i cicli 3L offrono vantaggi marginali rispetto a quelli a due livelli (e ciò fa intuire come spingere oltre a tre livel li di pressione sia del tutto superfluo), mentre i cicli 2LR non sono in grado di sfruttare appieno le possibilità offerte dal risurriscaldamento. In pratica pertanto sono rilevanti solo gli schemi 2L e 3LR, essendo il semplice caso monolivello confinato alle applicazioni in cui non è praticabile un raffreddamento completo dei gas (per esempio in macchine che utilizzano combustibili liquidi contenenti zolfo). Aumentando la sofisticazione del ciclo aumentano le superfici richieste per lo scambio termico : l'aggravio di costi di impianto è tuttavia modesto (si pensi che I'HRSG completo non pesa per più del 10-15% nel costo iniziale di un ciclo combinato) e l'aumento di potenza elettrica prodotta è, salvo casi particolari, tale da compensare abbondantemente tale aggravio. L'adozione di condizioni avanzate del vapore è importante anche nei cicli a recupero, se i gas di scarico sono a temperature elevate (il caso è privo di senso per la turbina ad alt o ~ dove il limite alla pressione è di carattere termodinamico e non economico- impiantistico). Temperature del vapore di 565-590°C sono oggi ritenute tecn ologie collaudata, mentre la pressione supercritica del caso 3LRA deriva da un'ottimizzazione puramente termodinamica e andrebbe verificata in termini tecnico-economici.

4.3.3 Rendimenti dei cicli combinati Un esame più generalizzato delle prestazioni dei cicli combinat i è sintetizzato in fig.4.19, nel consueto piano lavoro utile - rendimento, al variare del rapporto di compressione del ciclo di turbina a gas. In tale figura sono rappresentati per confronto : (i) i punti a vari ~ dei cicli semplici, per le due tecnologie attuali, quella avanzata e quella collaudata (rispettivamente le tecnologie A e B definite in Tab.3.2, con TIT di 1280 e 1400°C: i punti del grafico sono gli stessi di fig.3.3), (ii) i punti dei cicli combinati per la tecnologia B, con cicli a recupero di tipo lL, 2L, 3LR, in accordo con le assunzioni di Tab.4.3, (iii) i punti dei cicli combinati per la tecnologia A, con ciclo a vapore a tre livelli con RH e con le stesse assunzioni del caso 3LRA di Tab.4.4. Formuliamo le seguenti osservazioni:

• I rendimenti dei cicli combinati con tu rbi ne a gas moderne e di grande taglia

•

sono sempre superiori al 50%, a conferma di quanto già rilevato: il grafico evidenzia l'enorme salto rispetto al ciclo semplice. L'andamento del rendimento è scarsamente influenzato dal rapporto di compressione della t urbina a gas: l'energia termica ad alta temperatura dispersa allo scarico da un ciclo a basso ~' che penalizza il ciclo semplice, viene qui recuperata in modo molto efficace dal ciclo a vapore (si ricordi peraltro, da Tab.4.4, che r]n è più alto per gas più caldi), rivalutando drasticamente le prestazioni del ciclo. Il lavoro specifico cresce al diminuire di ~' in relazione alla maggior potenza sviluppata dal ciclo a vapore. E' importante notare che il ~ ottimo in ciclo combinato è attorno a 15-20. Ciò spiega uno dei motivi più importanti per cui le unità heavy-duty sono progettate a ~ notevolmente inferiori di quelli ottimali per il rendimento del ciclo semplice: esse sono in realtà ottimizzate per l'impiego in ciclo combinato, oltre che per l'ottenimento del massimo lavoro specifico e dei minimi costi per unità di potenza. Nella logica del ciclo combinato è infatti insensato operare a f3 superiori di quello di massimo rendimento, in quanto dim inu isce il lavoro utile che l'l, con un aggravio del costo d'impianto . L'aumento delle prestazioni delle turbine a gas, passando dalla tecn.B alla A e

~ ~~u~rb~in~e~a~g~a~s~e~c~k~h~·c~o~m~b~ m~a~t~ i------------------------------------~4.31

in particolare aumentando la TIT, comporta un aumento ancora più sensibile delle prestazioni del ciclo combinato. I vantaggi di un aumento di TIT non sono più smorzati da un aumento della temperatura di scarico dei gas come nel ciclo semplice, perché questi sono recuperat i in modo termodinamicamente efficiente dal ciclo a vapore. Con le macchine più avanzate (tecn.A) e con un ciclo a vapore adeguato, la fig.4.19 segnala rendimenti netti attorno al 58%, un valore confermato dalle più moderne realizzazioni e ottenuto peraltro senza ricorrere a 13 particolarmente elevati (il campo ottimale è attorno al 20). La soglia del 60%, impensabile con qualsiasi altra tecnica di conversione termedinamica, appare alla portata dei cicli combinati più avanzati, in particolare quando vengono adottate soluzioni molto sofisticate come il raffreddamento delle pale a vapore integrato con il ciclo combinato (il 60% è infatti il rendimento dichiarato da GE per i cicli basati sulle macchine della serie H) .

0.60 0.55

o 0.50

+J

c

(L)

E 0.45

'O

c

(L)

cr::

0.40 0.35

Cicl i comb., 1 111~1\.'> tecn_.A :

B=36 ~ G 3_0 24 1:8 15

i

u till:t~ ~

l~.~

l

J l

~ : : ~/ : : ................!......... ........~ ..............! peli combinati, t~cn .B

9. - .-.

mu 1.. ...

~=36 30i 1 . 3 3 4 .! .:== _Q...i4.. -[2 ............[ Ciel; semplic; : •18 : l :18 l _.a11•!1TIT=1;oooc, t~cn . A ............... :· 15.......15..................,................. ,..................,..................

i

~2 Cicli semplici, ! •a••1 TIT=1280°C tecn.B 375

450

525

600

i l

675

750

Lavoro specifico, kJ/kg Fig.4.19: Rendimenti e lavori specifici di cicli combinati, per diversi rapporti di compressione della turbina a gas, a confronto con i cicli semplici. Le tecnologie A e B sono definite in Tab.3.2; per i cicli combinati con tecn.B sono presentati i risultati con cicli a recupero a diversi livelli di pressione, mentre per quelli con tecn.A ci si riferisce solo a cicli 3LR (avanzati - Tab.4.4).

La seguente fig.4.20 mostra i rendimenti, in funzione della potenza netta, dei cicli combinati offerti dai principali costruttori in soluzioni " chiavi in mano". I dati sono relativi a operazioni a l5° C, 1013 kPa, con macchine nuove e pulite, ma includono le perdite di carico tipiche deii'HRSG . Occorre però precisare che i rendimenti dipendono da diverse condizioni dell'installazione e in particola re dalla pressione di condensazione: i dati di fig.4.20 sono in genere relativi a pressioni piuttosto contenute (0.04-0.07 bar). Dalla figu ra si nota il prevedibile andamento crescente in funzione della potenza, ma anche una certa dispersione dei dati causata

4.32


dalle diverse prestazioni delle turbine a gas, spesso di diversa generazione . E' importante notare come l'offerta di cicli combinati al di sotto di 30 MWe sia assai povera e relativamente poco efficiente. Le economie di scala sono estremamente importanti per gli impianti a vapore e fanno sì da rendere molto costosi e quindi poco interessanti soluzioni di piccola-media potenza.

62

~56

44

100 Potenza elettrica, MW

10

1000

Fig.4.20: Rendimento in funzione della potenza elettrica netta dei cicli combinati, offerti chiavi in mano dai principali costruttori. Dati tratti da Gas Turbine World 2005 Performance Specs, Pequot Publishing Inc., Fairfield, CT, USA

4. 3.4 Costo dell'elettricità prodotta Alla luce dei v alori di rendimento discussi al precedente paragrafo è evidente come il ciclo combinato si presenti prepotentemente come una tecnologia competitiva per la produzione di energia elettrica su vasta scala. Infatti la competitività di una centrale elettrica, al di là di considerazioni termodinamiche e ambientali, si misura in termini di "costo dell'elettricità" (COE, espresso in €/MWh

COE= CcAP' CCR h eq

+coM+ CFuEL 1J

(4.13)

dove: • il primo termine è la quota di capitale, in cui CcAP è il costo complessivo di capitale dell'impianto specifico alla sua potenza netta nominale [€/MWe), riportato all'anno di inizio delle operazioni commerciali, CCR è la quota del costo di capitale da caricare sul bilancio annuale (vedi 4.2 .2), heq è il numero di ore annue equivalenti di funzionamento alla potenza nominale (cioè i MWh effettivamente prodotti in un anno diviso per i MW di potenza nominale); • il secondo termine è dato dai costi totali operativi e di manutenzione (OM) riportati ai MWh prodotti [€/MWh];


4.33

il terzo termine è la quota di combustibile, in cui CFuEL è il costo specifico del combustibile [€/MWh prodotto dalla combustione, riferita al potere calorifico inferiore], derivante dal suo costo unitario (es: €/kg o €/Smc) e dal suo potere calorifico (es: MJ/kg - o MJ/Smc - LHV); r'] è il rendimento netto dell'impianto. E' evidente che un elevato rendimento è un fattore chiave nella riduzione del costo dell'elettricità, specialmente quando si utilizzi un combustibile dal costo unitario elevato come nel caso del gas naturale. Per capire come si posizionano i cicli combinati in un confronto con le altre modalità di generazione termoelettrica, è conveniente riferirsi alla tecnologia più diffusa su scala mondiale, in concorrenza con i cicli combinati, cioè le centrali a vapore con caldaia a polverino di carbone. Le ipotesi adottate in questo confronto sono riportate in Tab.4.5:

Tab.4.5: Ipotesi impiegate nella determinazione del costo dell'elettricità.

evidente competidi

Tipo di im pia nto

CCAP, €/kW

CoM, €/MWh

Ciclo combinato

500

2.5

0.56

3.5 (6)

Centrale a carbone

1100

6.0

0.43

1.5 (2)

CFUEL, €/GJ

Tali ipotesi sono derivate dalla situazione attuale (2005) del mercato, a miglior conoscenza dell'autore, per centrali di grande potenza. Emerge subito l'enorme differenza dei costi di impianto tra le centrali a carbone e gli impianti basati sulle turbine a gas, con ali mentazione a gas naturale: queste differenze sono anzitutto giustificate dall'intrinseca struttura del macchinario (la grande concentrazione di potenza della turbina a gas), ma anche dall'aggravio di costi, per le centrali a carbone, derivante dai sistemi di desolforazione e denitrificazione necessari ad assicurare un impatto ambientale entro le normative esistenti (descritti in App.A4, par.A4.3) . Il valore adottato del CCR è 15% . Il costo unitario del combustibile è invece favorevole al carbone. In tabella sono riportati due valori per gas naturale e carbone: (i) quello fuori dalla parentesi rappresenta un valore ragionevolmente mediato tra i dati storici degli ultimi 10 anni, che potrebbe essere adottato per un'analisi basata su valori di mercato non viziati dall'effetto di temporanei rialzi dei costi dei combustibili, causati da situazioni politiche contingenti, (ii) quello tra parentesi può rappresentare un 'evoluzione di costi dei combustibili piuttosto sfavorevole al gas naturale, basata su un forte incremento di quest'ultimo a seguito di prezzi del petrolio particolarmente elevati (o, con minore probabilità, a seguito del progressivo esaurimento di riserve di gas facilmente sfruttabili) e su una sostanziale stabilità del costo del carbone. La fig.4.21 mostra i risultati del confronto, nelle due ipotesi di costo di tab.4.5, in un piano che riporta il costo di gestione annuo per ogni MW di potenza installata in funzione delle ore annue equivalen ti di utilizzo dell'impianto. In questo piano, l'ordinata all'origine rappresenta la quota capitale, mentre la pendenza delle rette è determinata dalla quota variabile (combustibile + OM); il costo del MWh è rappresentato da un fascio di rette uscenti dall'orig ine. E' subito evidente che il ciclo combinato, nelle ipotesi "storiche" di Tab.4.5 (linee più scure di fig.4.21) appare la soluzione che permette di ottenere il minor costo dell'elettricità. Nel confronto con le centrali a carbone, la forte differenza dei costi di capitale non viene mai compensata da l minor costo del carbone: il maggior rendimento dei cicli combinati, assieme a costi operativi più ridotti, compensa gran parte di tale disparità .

4.34


Solo adottando ipotesi di aumento dei costi dei combustibili nel medio-lungo termine sfavorevoli al gas naturale (quella indicata tra parentesi in Tab.4.5) è possibile modificare, almeno in parte, queste conclusioni. In tale scena rio avviene un incrocio tra le linee (quelle più chiare in fig.4.21) del ciclo combinato e della centrale a carbone attorno alle 5000 ore/anno, che prefigurerebbe un impiego di medio carico delle prime e di base delle seconde. La differenza di costo dell'elettricità per carichi di base ragionevoli (es: 7000 ore/anno) è comunque piuttosto ridotta (10%), a dimostrazione che il rischio legato a un possibile volatilità dei prezzi del gas è piuttosto limitato e che il ciclo combinato è comunque una soluzione "solida". 0.4 65 €/MWh

o c

-

~ 0.3

sL

carbone

\:) L

~

o

0 .2

::l

c

c co

o

ti o u

..

0.1

.

--- .. --~- ..... -..

----- .. -. -- ... --

Costo combustibili: valori storici (2005) proiezione sfavorevole

0.0

o

2000

4000

6000

8000

Ore annue di funzionamento Fig.4.21: Costo specifico annuo di esercizio e di ammortamento del capitale, in funzione delle ore annue equivalenti, per centrali elettriche con ciclo a vapore a polverino di carbone e con ciclo combinato a gas naturale. Ipotesi in Tab.4.5. Il lettore tenga tuttavia presente che i risu ltati di analisi come quelle svolte in fig.4.21 sono sempre influenzati da un certo grado di soggettività, essendo le assunzioni di base non generalizzabili : ad esempio i sostenitori del carbone potrebbero riferirsi a costi di impianto inferiori (che si possono certamente realizzare in siti meno "impegnat ivi" rispetto al territorio italiano, dal punto di vista dell'impatto ambientale), possono far valere una minore obsolescenza rispetto ai cicli combinati, discutere sui rendimenti e così via. Se si considerano poi diversi scenari di escalation futura dei costi dei combustibili il ventaglio delle conclusioni possibili si allarga a dismisura, come peraltro abbiamo già visto . Tuttavia, non esistono ragionevoli dubbi che oggi il ciclo combinato a gas naturale sia l'opzione più economica per la generazione di elettricità (oltre ad essere quella a minor impatto ambientale, come discuteremo più avanti), considerando anche che nella logica degli investimenti industriali, pur a sostanziale parità di indicatori economici, è sempre preferibile una


4.35

soluzione a basso costo di investimento (il ciclo combinato), rispetto ad una con esercizio annuale più economico ma con maggior esposizione di capitale, per ovvi (e ben giustificati!) motivi di ri schio industriale. Ne è testimonianza il grandissimo numero di centrali, soprattutto di grande potenza, rea lizzate in tutti i paesi industria lizzati e "emerg enti" negli ultimi anni, almeno laddove sia possibile ~arantire una fornitura di gas naturale in quantitativi adeguati e a prezzi di mercato. Quanto detto nei confronti del carbone è valido anche considerando centrali a vapore ad olio combustibile (ancora di larga diffusione in Italia) o ad altri combustibili t ipo l'orimulsion, che hanno un costo iniziale solo leggermente inferiore rispetto a quelle a carbone (risparmi- circa 10-15%- sullo stoccaggio e movimentazione del combustibile e delle ceneri), un costo unitario del combustibile superiore a quello del carbone e lo stesso rend imento.

5.3.5 Cenni alla regolazione Concludiamo ora la trattazione dei cicli combinati "unfired" con alcune sintetiche considerazioni riguardant i il funzionamento a carichi ridotti, cioè in "regolazione". Occorre premettere che ridurre la potenza prodotta con un'operazione di bypass de lla caldaia a recupero (ovvero scaricando in ambiente i gas uscenti dalla turbina a gas mediante il camino di by-pass - fig.4.12 - e rinunciando perciò, in parte o del tutto, al recupero termico e alla produzione di potenza della turbina a vapore) è un pessimo sistema di regolazione in quanto non si modificherebbe il consumo di combustibile/ che nei cicli "unfired" è appunto concentrato nella turbina a gas. E' pertanto logico operare la regolazione sulla turbina a gas, con le modalità descritte al par.3.5, e permettere al ciclo a vapore di "seguire" le variazioni di portata e di temperatura dei gas conseguenti appunto alla regolazione del turbogas (vedi ad esempio fig.3 .11). Più in dettaglio, il ciclo a vapore è in grado di regolarsi naturalmente, almeno entro certi limiti di discesa del carico 1 variando la pressione di evaporazione (in particolare quella massima, nei cicli a più livelli) e la portata di vapore, senza la necessità di intervenire su organi di regolazione "attivi" quale la valvola principale di ammissione del vapore in turbina, sempre presente in una centrale con caldaia a combustione. Infatti, a una generica variazione della portata e/o della temperatura dei gas di scarico, è sempre possibile determinare in modo univoco una variazione della portata e delle condizioni del vapore che soddisfi le equazioni rappresentative del sistema. Per rendersene conto si pensi (per semplicità) a un ciclo a un solo livello di pressione (fig.4. 7) con un diagramma T-Q come in fig.4.8 1 di cui siano note tutte le variabili di progetto nel funzionamento nominale della turbina a gas (es: superfici di scambio d~lle varie sezioni della caldaia e del condensatore, leggi che consentono il calcolo dei coefficienti di scambio termico e delle perdite di carico/ sezioni di passaggio della turbina a vapore, etc.). A seguito della regolazione della turbina a gas, conosceremo, per l'impianto definito, una nuova coppia di valori della temperatura e della portata dei gas di scarico (nonché la nuova composizione); noti la portata e la temperatura iniziale del mezzo raffreddante del condensatore (aria o acqua), risultano in generale incognite le seguenti 9 grandezze:

~.m a

l. 2. 3. 4. S.

portata di vapore pressione (e quindi temperatura) di evaporazione temperatura del vapore surriscaldato temperatura del liquido uscente l'economizzatore pressione (e quindi temperatura) di condensazione

4.36

6. 7. 8. 9.


temperatura temperatura temperatura temperatura

del gas uscente il surriscaldatore del gas uscente l'evaporatore del gas uscente l'economizzatore dell'acqua (o aria) all'uscita dal condensatore

In realtà le incognite sono più numerose, ma possono essere facilmente ricavate (note le 9 sopra) dalle proprietà termodinamiche o da semplici relazioni. Le 9 incognite possono univoca mente determinate con le 9 seguenti equazioni: l. 2-5.

6-9.

portata negli ugelli della turbina a vapore (eq.3.6) quattro equazioni di conservazione dell'energia (bilancio entalpico) nei quattro scambiatori di calore presenti nel ciclo (surriscaldatore, evaporatore, economizzatore, condensatore); quattro equazioni di scambio termico ( UA LMTD) 11egli stessi quattro scambiatori, le cui superfici A ovviamente non variano col carico e i cui coefficienti di scambio U hanno va riazioni preved ibili con le leggi della convezione forzata, in funzione di parametri noti (es: portata - i.e. velocità -e proprietà termofisiche dei gas combusti).

I n cicli multi-livelli bisogna aggiungere altre incognite ed altre equazioni dello stesso tipo. Al di là delle procedure numeriche di soluzione (che possono divenire non banali nel caso di schemi più complessi), l'aspetto più importante del problema, dal punto di vista della gestione dell'impianto, è la variazione di pressione di evaporazione, legata alla portata di vapore mediante l'equazione 3.6. In sostanza, in un ciclo combinato è bene lasciare diminuire la pressione operativa, invece che scollegare la pressione di evaporazione da quella di ammissione in turbina mediante una valvola, così come si agisce in una centrale a vapore. Infatti, al diminui re della portata e soprattutto della temperatura dei gas di scarico, a seguito della regolazione del turbogas, una diminuzione della pressione di evaporazione consente un aumento del grado di recupero termico dai gas combusti: in parole più semplici, se bassa deve essere la pressione di ammissione, perché lo impone la (3.6) a carichi ridotti, tanto vale che ciò serva a migliorare il recupero termico. Questa modalità di opera zione, chiamata "s/iding pressure", presenta inoltre il grande vantaggio della semplicità, non richiedendo azioni attive sul ciclo a vapore. In queste condizioni, il calo del rend imento di recupero a carichi parziali è limitat o anche se sensibile, a causa delle degradazioni delle condizioni del vapore (si ricordi però - fig.4.16 - come in un ampio campo di pressioni le variazioni di rendimento siano minime) . Ciò si accompagna al natura le calo di re ndimento della turbina a gas, per cui una plausibile curva del rendimento di un ciclo combinato a carico parziale non differisce in modo sostanziale da quella presentata nella parte inferiore di fig.3 .11.


4.37

4.4 Altri assetti dei cicli combinati 4.4.1 Cicli con post-combustione I gas scaricat i dalle t urbine a gas si prestano a subire un ulteriore processo di combustione, qualora lo si ritenga utile, mediante una serie di bruciatori posti prima della sezione di scambio termico della caldaia a recupero (fig.4.22). Questo processo è possibile grazie al contenuto di ossigeno nei gas di scarico ancora elevato (dal 12 al 16% in volume), a causa dell'ampio eccesso d'aria con cui avviene la combustione nelle turbine a gas (Cap.2.2). La combustione così effettuata è nota come " post-combustione" (i n inglese "supplement ary firing " o talvolta "duct burning"): tale pratica è ben nota anche in campo aeronautico, dove, nei motori militari, viene usata (preferibilmente per brevi periodi) al fine di aumentare la spinta a cost o di un forte au mento del consumo di combustibile.

CALDAIA A RECUPERO "FIRED"

alla turbina a vapore Fig.4.22: Schema concettuale di ciclo combinato "fired'~ ovvero con combustione supplementare attuata a valle della turbina a gas. Lo schema del ciclo a recupero può essere uno qualsiasi di quelli di fig.4.15 o 4. 7.

Lo scopo della post-combustione è l'aumento della produzione di vapore nella cal da ia a recupero e quindi della potenza della turbina a vapore. Il ciclo com binato risultante viene chiamato "fired", in contrapposizione con i cicli "unfired" finora considerati. L'interesse verso la pratica della post-combustione è avvalorato dal fatto che il rendimento termico di questa operazione (l")pc,th), definito come:

_ produzione termica addizionale 17 pc,th- potenza termica sviluppata dal post - combustore

(4.14)

è estremamente elevato e spesso risulta superiore all'unità. La motivazione di questo apparente controsenso t ermodinamico è comprensibile, in t ermini qualitativi, guardando la fig.4.23: infatti, nella produzione di vapore, la linea di raffred damento del gas "ruota" attorno al pinch -point, ossia si può ottenere una minor temperatura al camino se si parte da un livello termico più elevato e produrre quindi una maggior quantità di vapore di pari caratteristiche termodinamiche. In altre parole, non solo si recupe ra interamente il calore addizionale introdotto (ammesso che la combustione sia completa,. ma questo è in genere garantito dall'ampio eccesso d'ossigeno esistente), ma si migliora il recupero termico dalla corrente g.assosa originaria . Questa prerogativa rende la post-combustione di grande interesse nelle applicazioni cogenerative.

4.38


Fig.4.23: Diagramma qualitativo del recupero termico in un HRSG in presenza o meno di post-combustione. Si noti si possa ottenere un miglior raffreddamento dei gas.

linea di raffreddamento del gas: con post-combustione senza post-combustione

~

u o

minor temperatura allo ~ Negli impianti di pura ::l ...., scarico conseguibile con produzione elettrica bisogna eu l... post-combustione Q) però anche tener conto di c. come il calore addizionale E Q) viene convertito in elettricità fdal ciclo a vapore a recupero pinch-point e, quindi, di come la postcombustione può influenzare linea di gene~azione / il rendimento di un impianto a del vapore:::;;v ciclo combinato, rispetto alla soluzione "unfired". EstenPotenza termica scambiata, % dendo l'eq.4.9 in presenza di post-combustione e introducendo il fattore fpc, definito come rapporto tra le potenze termiche sviluppate dalla combustione nel post-combustore e nella turbina a gas, si ha:

_ 77 GT + (1- 77 GT- 4 + j p) 77rec 77ccl +f

(4.15)

pc

Studiando l'eq.4. 15 in funzione di fpc, si può dimostrare che: se r}rec è supposto costante al variare di fpc, e poichè sicuramente r}rec è infe9 riore a r}cc,unr , il rendimento del ciclo combinato diminuisce all'aumentare di fpc. Tale situazione è rappresentata nell' "ipotesi A" di fig.4.24; se si ammette che r}rec possa crescere con fpc, non è possibile desumere alcun andamento generalizzabile, poiché l'aumento di r}rec potrebbe rivalutare la qualità del recupero termico globale (cioè anche della frazione (1-r}TG-~)), per cui non si può affermare con certezza che la post-combustione sia dannosa per il rendimento. Nella realtà, non vi è dubbio che r}rec sia destinato ad aumentare con fpc: basti pensare che per fpc~co il ciclo diventa un puro ciclo a vapore, e che il rendimento di questi ultimi è dell'ordine del 42-44%, e quindi sensibilmente superiore agli r}rec tipici dei cicli a recupero. In particolare, abbiamo già visto come al crescere della t emperatura dei gas si rivaluti la qualità del ciclo a vapore (pressione e temperatura massima più elevate, possibilità di introduzione del risurriscaldamento); inoltre, 9

llcc,unr è il rend imento del ciclo unfired dato dalla (4.9); in base alle analisi svolte, non vi sono dubbi che questi risulti superiore a I'J rec: infatti, se per flcc,unr sono realistiche stime tra il 50 e il 55%, r]rec si attesta su valori non superiori al 30-32% nei cicli unfired, trattandosi, nella migliore delle ipotesi, del rend imento di un ciclo a vapore non rigenerativo e non molto spinto in termini di condizioni del vapore. Si ricordi che il ciclo bottomer "è ottimizzato per il recupero a tem perature variabili e quindi, in term ini di puro rendimento, non può che risultare notevolmente inferiore a quello del ciclo di una centrale a vapore, che comunque è assai inferiore a flcc,unf·

:oo


4.39

per il citato effetto di "rotazione" attorno al pinch-point (fig .4.23) la produzione di vapore si concentra sul livello di alta pressione, aumentando il liv ello di introduzione del calore nel ciclo a recupero e quindi il suo rendimento. Se si ipotizza una crescita del rendimento di recupero in funzione di fpc è quindi possibile, mediante la (4.15), prevedere l'a ndament o del rendimento del ciclo combinato in presenza di post-combustione. A titolo di esempio, la fig.4.24 m ostra i risultati ottenuti con una certa ipotesi (B) di tal e andamento, che prevede una crescita progressiva di llrec fino a sta bilizzarsi at torno al rendimento di un ciclo a vapore di elevata qualità ( 44%): il rendimento del ciclo combinato "fi red" non riesce comunque m ai a superare quello del ciclo "unfired". Nella pratica impiantistica si può perciò affermare che la post-combustione comporta una diminuzione del rendimento del ciclo combinato, ma che tale dimi nuzione può essere piuttosto contenuta se la dispon ibilità di calore a temperatura più elevata è accompagnata da un miglioramento delle condizioni del ciclo a vapore a recupero. 0.60~----------------------~----------.

5)

Fig.4.24 : Rendimento elettrico di cicli combinati in presenza di post-combustione. I l risultato, rispetto al ciclo "unfired", dipen de dalla variazione del rendimento di recupero del ciclo a vapore. Sono mostrate due ipotesi estreme: A: nessun miglioramento del ciclo a vapore - B: massimo miglioramento del ciclo a vapore compatibile con gli attuali vincoli tecnologici.

Rendime nto CC unfired

o.ss ~==--:..:.:.:·--- -··-1-- ------ -- - ·- ·i ·- - --··- - -- ---r- --- --·· ---- --r- - - ------- -- -

:'

:

:

: Hp B

:

:

'

o

o.so -------------r -----------1--------~~-:>--~~-~od ~~~n~~ato

aJ

0.45 -------------i·-------- ----

~

E -o c QJ

0::

0.40

!_ ________ ___ __

. . . ------------+------~-----------+-------------f------------+-------------

l

i

Hp . B~ R~ndiment~

0.35 ------ ------y-------------1Hp.Af · dl refupero .

o. 30 l__0.00

........-:

- ' - - - - - - - ' - --

:

:

-'------'---

- _ ; _ _ ----'

0 .25 0.50 0.75 1.00 1.25 Fattore di post-combustione

1.50

La convenienza della post-combustione non può essere solo valut ata in termini di rendimento, ma occorre tener conto di alt ri fattori quali (i) la possibil ità di usare per essa combustibili pesanti (olio, carbone), cosa tecnicamente fattibile ma che può risultare non praticabile per problem i di impatto ambientale, (ii) l'aggravio di costi impiantistici in rela zione all'a umento di potenza del ciclo a va pore, che è intrinsecamente più cost osa, in t erm ini specifici, di quella a gas. Inoltre, per temperature dei gas superiori a 800- 1000°C (corri spondenti a fpc indicativamente di 0.25- 0.5) la struttura della caldaia a recupero si allontana progressivamente da quella semplice e compatta vista al par.4. 2 per passare a quella delle caldaie convenzionali (camera di fuoco, pareti membranat e, etc. -si ved a A4 .2.2). Pertanto, nell'attuale pratica impiantistica la post-combustione è scarsamente utilizzat a neg li impianti per produzione di sola energia elettrica , ed è comunque limitata a valori piuttosto contenuti di fpc. E' invece largamente impiegata negli impianti cogenerativi (Cap.6) con lo scopo di aumentare, quando necessario, la produzione di vapore per scopi termici.


4.40

4.4.2 Repowering La turbina a gas trova interessanti applicazioni, in congiunzione con i cicli a vapore, anche per ripotenziare centrali a va pore esistenti (da cui "repowering") . Il concetto si basa su alcune considerazioni di carattere impiantistico : (i) nel sito di una centrale a vapore è generalmente possibile trovare lo spazio per installare una turbina a gas, vista la sua compattezza; (ii) una aggiunta di potenza in una centrale esistente è possibile senza affrontare le difficoltà di reperimento di nuovi siti per realizzare centrali elettriche; (iii) è facile ipotizzare un recupero t ermico dai gas combusti del turbogas, ai fini di migliorare il bilancio termico della centrale esistente. Il repowering può essere realizzato con quattro schemi impiantistici:

Con preriscaldamento dell'acqua di alimento (fig.4.25): si utilizza il calore recuperato dai gas per il riscaldamento dell'acqua di alimento della caldaia. Essendo tale operazione normalmente effettuata tramite gli spillamenti rigenerativi, il recupero termico del turbogas consente di abolire i prelievi dalla turbina a vapore. Il risultato è un aumento notevole della portata in turbina, specie in bassa pressione, e quindi un incremento della sua potenza a parità di produzione di vapore HP e di con sumo di combustibile nel generatore di vapore. La possibilità pratica di operare in questo modo è, in un impianto esistente, condizionata dai margini progettuali esistenti sulla turbina di bassa pressione, sull'alternatore e sul condensatore, considerando soprattutto la possibilità di rilascio di potenza termica all'ambiente. Se i margini non sono tali da accomoda re gli aumenti relativi alla chiusura degli spillamenti, diventa necessario ridurre la portata di vapore alla turbina ad alta pressione in modo da rispettare gli esistenti vincoli sulla portata in bassa pressione e sulla potenza, riducendo nel contempo la potenza termica sviluppata dai bruciatori del generatore di vapore. Questo intervento richiede modifiche minime all'impianto esistente: si tratta di intercettare la linea di alimento caldaia, in modo da

t

parte dell'impianto disattivata nota: può comprendere degasatore e scamb. bassa pressione

turbina a gas e caldaia a recupero aggiunte Fig.4.25: Repowering con preriscaldamento dell'acqua di alimento caldaia.


4.41

poter deviare il flusso di acqua verso la caldaia a recupero. In caso di mancato funzionamento del turbogas, non resta compromessa la possibilità di mantenere in esercizio il gruppo a vapore : è sufficiente riattivare la linea di alimento tradizionale. 10 L'incremento di potenza della centrale è stimabile attorno al 20-35% , mentre il rendimento complessivo può aumentare di qualche punto (ad esempio dal 40 al 42%). Questa tecnologia di repowering è stata impiegata in Italia negli anni '90 su alcuni gruppi da 300 MWet, ed ha il suo punto di forza nella limitata entità di interventi e sui brevi tempi di fermata della centrale esistente.

Con generazione di vapore di media pressione (fig.4.26): il contenuto ter mico dei gas di scarico del turbogas è utilizzato per generare vapore surrisca ldato alle stesse condizioni di quello del risurriscaldamento del ciclo a vapore (usualmente 35 bar, 540°C) . Il vapore prodotto daii'HRSG confluisce sulla turbina a vapore esistente, assieme a quello proveniente dal reheater della caldaia principale. Si noti che la pressione di reheat coincide con buona approssimazione con quella ottimale per un ciclo monolivello per turbine a gas industriali di larga diffusione aventi gas allo scarico a 540-560°C. L'aumento di portata alla turbina a vapore, nelle sezioni di media e bassa pressione, pone sostanzialmente gli stessi problemi evidenziati nel caso precedente: è spesso necessaria la riduzione della produzione di va pore ad alta pressione, per compensare il maggior afflusso dopo il reheater. Conimpianto a vapo re esistente

vapore media pressione

t turbina a gas e caldaia a recupero aggiunte

Fig.4.26: Repowering con produzione di vapore di media pressione.

10

La fascia è piuttosto larga in quanto esistono ampi gradi di libertà nella progettazione del sistema : ad esempio è possibile far fronte col recupero termico all'intero fabbisogno della linea di alimento (degasatore incluso) o solo a quello dei preriscaldatori di alta pressione. In ogni caso, i limiti superiori sono determinati dai margini di incremento d i potenza del turboalternatore e del condensatore: sono eventualmente proponibili anche interventi limitati su tal i componenti (per esempio, "revamping" della turbina di bassa pressione con adozione di pale più alte) per rimuovere i "colli di bottiglia" che ostacolano l'aumento di potenza.

4.42


seguentemente, gli incrementi di potenza e di rendimento non sono dissimi li da quelli del caso precedente. Anche in questo caso, si tratta di un intervento facilmente realizzabile con modifiche minime al macchinario esistente. E' interessante notare che in questo caso le linee di collegamento tra la centrale e la caldaia a recupero, nonchè la caldaia a recupero stessa, operano a pressione moderata, ment re nel caso precedente si trattava della massima pressione del ciclo a vapore {circa 200 bar per un ciclo sub-critico). Questa tecnologia è stata impiegata in Italia, sempre negli anni '90, nella centrale di Montalto di Castro per "collegare" 8 turbogas da 120 MW con 4 gruppi a vapore da 660 MW. La qualità termodinamica di queste due ipotesi di repowering non può essere considerata ottimale. In entrambe, il recupero termico dai gas presenta differenze di temperature elevate tra gas di scarico e acqua/vapore, con irreversibilità notevoli che penalizzano il rendimento dell'operazione. Si pensi che l'acqua di alimento è riscaldata al massimo fino a 270-290°C nei cicli a vapore, mentre la temperatura di evaporazione corrispondente ai 35-AO bar del reheat è di circa 250°C: queste temperature vanno confrontate con i ssooc circa dei gas di scarico, evidenziando i forti LH presenti nella caldaia a recupero. Inoltre, difficilmente il recupero termico è completo, perché spesso si tende, per semplicità , ad alimentare la caldaia a recu pero con acqua proveniente dal degasatore dell'impianto a vapore, a non meno di 150°C, compromettendo la possibilità di un completo raffreddamento dei gas. Queste limitazioni termodinamiche, derivate dall'esigenza di li mitare gli interventi sull'impianto esistente, fanno sì che i guadagni di re ndimento delle operazione di repowering sviluppati con queste due tecnologie siano decisamente modesti. Con ricombustione in caldaia (fig.4.27 - noto, in terminolog ia anglosassone, come "hot windbox") : i gas scaricati dal turbogas sono inviati direttamente al generatore di vapore della centrale esistente, dove, in virtù del loro ampio contenuto di ossigeno, sostituiscono, in tutto o in parte, l'aria primaria come comburente del processo di combustione in caldaia (che in generale utilizza un combustibile pesante, come carbone o olio). Essendo i gas ad alta t emperatura, l'apporto entalpico proprio del comburente è elevato e si riduce di conseguenza il consumo di combustibile a pari potenzialità termica della caldaia (eq.l.12) . Il recupero termico

turbina a gas aggiunta

disattivazione alimento aria comburente alla caldaia può essere mantenuta per riserva o integrazione

Fig.4.27: Repowering con utilizzo dei gas di scarico come comburente per la caldaia (hot windbox) .

Turbine


4.43

è pertanto di qualità termodinamica molto elevata (cont rariam ente ai casi precedenti), traducendosi in un risparmio netto di combustibile. Il ciclo risultante può essere considerato alla stessa stregua di un ciclo combinato "fully-fired", con rendimenti che possono realisticamente raggiungere il 45-47% (in dipendenza dalle condizioni del vapore nell'assetto originario della centrale). In termini di potenza aggiuntiva, si consideri che i gas di scarico di un'unità heavy-duty moderna sopportano un'ulteriore combustione per una potenza termica pari a 1.371.5 volte quella sviluppata nel combustore della turbina a gas: ciò si traduce in una potenza elettrica del ciclo a vapore di 2+2.5 volte quella della turbin a a gas, o, se si preferisce, in una aggiunta di potenza alla centrale pre-esistente dell'ordine del 40% (significativamente superiore ai casi precedenti). E' possibile tuttavia realizzare aumenti di potenza superiori (mantenendo una percentuale di ossigeno superiore al normale nella combustione finale) o inferiori (aumentando il contenut o di ossigeno del comburente mediante diluizione dei gas di scarico con aria ambiente: si noti che è comunque conveniente mantenere la possibilità di funzionamento della caldaia con aria comburente, mediante soffiante, per non compromettere la funzionalità della centrale in caso di indisponibilit à del turbogas). Questa soluzione di repowe ring è pertanto più attraente dal punto di vista prestazionale rispetto alle due precedenti. Tuttavia essa richiede modifiche importanti al generatore di vapore, per accomodare la maggior portata volumetrica sia di comburente che di gas combusti, ridisegnando tutti i condotti relativi e intervenendo dove necessario sulle superfici di scambio . Si tenga anche presente che, mancando l'apporto di aria comburente fresca, non è possibile operare il raffreddamento dei gas combusti con un recuperator e Ljungstrom: per ottenere comunque il massimo recupe ro termico, è necessario utilizzare i gas di scarico per preriscaldare una parte dell'acqua di alimento a valle del degasatore, istituendo un ramo in parallelo con i preriscaldatori ( operazione non mostrata per semplicità in fig.4.27) . Si può concludere quindi che gli interventi sull'impianto sono assai più gravosi, in termini di spesa e di tempo, rispetto agli altri sistemi: diventano tuttavia giustificati e convenienti quando un adeguamento (o una sostituzione) della caldaia si rende comu nque necessario per motivi funzionali, per raggiunti limiti di età o altro. termico

Con trasformazione in ciclo combinato "unfired" (fig.4 .28): si tratta di un intervento radicale, destinato ad aumentare drasticamente la potenzialità e le prestazioni dell'impianto, ed è, nei fatti, la modalità di repowering più importante e di maggior diffusione. L'intervento consiste nella completa sostituzione della caldaia e della linea dell'acqua di alimento esistenti con una caldaia a recupero tipica di un ciclo combinato unfired. L'impianto a vapore esistente è pertanto trasformat o nella sezione a recupero di un ciclo combinato, che ne riutilizza il tu rboa lternatore, il condensatore, gli ausiliari e i sottosistemi elettrici. Il mantenimento della turbina esistente impone ovviamente dei v incoli nella scelta delle pressioni operative del ciclo a recupero e nelle portate di vapore risultanti. Infatti in una turbina a vapore per ciclo combinato la portata massica di vapore cresce durante l'espansione per l'apporto dagli evaporat ori di bassa e media pressione, m entre in un ciclo convenzionale la portata diminuisce a causa degli spillamenti rigenerativi (come già discusso in 4.2.3) . La turbina dovrà quindi sottostare a questa mutat a situazione, rispettando l'eq.3.6, che lega la portata fluente negli ugelli alla pressione a monte di essi (e quindi alla pressione di generazione del vapore HP nella ca ldaia a recupero). Tutto ciò dipende dall'accoppiamento tra la turbina a vapore e quella a gas: supponiamo, per esempio, che, data una certa macchina a vapore, si selezioni una turbina a gas dalle caratteristiche tali per cui si riesca a produrre, con una calda ia a


4.44

turbina a gas e caldaia a recupero (es: 2 livelli RH) aggiunte

Fig.4.28 : Repowering con trasformazione in ciclo combinato "unfired".

recupero adeguata, la stessa portata di vapore di bassa pressione che fluisce nella turbina a vapore originale. Questo caso (ovviamente teorico, perché il turbogas va scelto tra quelli present i sul mercato) è certamente fattibile tecnicamente e anzi conservativo, perché il condensatore opererà a carico nominale (stessa portata di vapore) e il turboalternatore fornirà una potenza inferiore a quella nominale, perché a pari portata LP il recupero termico, nella ormai ben nota logica dei cicli com11 binati, sarà in grado di fornire una portata HP assai inferio re • E' interessante notare che la diminuzione della portata HP comporta inevitabilmente una diminuzione della pressione massima del ciclo a vapore (a pari geometria della turbina), a causa dell'eq.3.6. Tale effetto, anche se molto vistoso (es: da 170 a 80 bar) può essere favorevole al rendimento del ciclo, perché riporta i valori massimi di pressione a quelli più congeniali per il recupero termico in un ciclo combinato, che, come noto, non necessita di pressioni particolarmente elevate. In pratica è quasi sempre possibile accoppiare felicemente una turbina a vapore esistente con le mutate condizioni imposte dall'impiego in ciclo combinato, a patto che la turbina a gas sia di potenza adeguata all'operazione di repowering. L'incremento della potenza dell'impianto è estremamente variabile a seconda delle scelte tecniche e delle condizioni al contorno. Volendo ottenere la massima potenza consentita dalla sezione a vapore esistente, la potenza finale può raggiungere un valore dell'ordine del 250% di quella iniziale (si pensi che in un ciclo combinato la potenza della turbina a vapore è normalmente poco più della metà di quella della turbina a gas). In altre situazioni tuttavia i vincoli di carattere tecnico 11

Da Tab.4.4 si ricava che in un ciclo a recupero con RH la portata HP è indicativamente il 75% di quella presente nella tu rbina di bassa pressione, mentre in un ciclo a vapore convenzionale in cui il 40-45% della portata viene estratto per i rigeneratori, la portata HP è il 170-180% di quella nella turbina LP. Se quindi la nostra turbina ·operasse a pari portata nell'ultimo stad io, la portata HP dopo il ripotenziamento sarebbe meno della metà di quella originale (i va lori precisi dipendono da caso a caso). In queste condizioni, la perdita di potenza della turbina a vapore è quindi decisamente rileva nte (30-35% circa).


4.45

12

ma soprattutto normativa e ambientale possono spingere verso potenze finali solo di poco superiori (130% di quella iniziale- ad esempio i classici gruppi a vapore da 320 MWe possono essere ripotenziati utilizzando sia una che due grandi turbine a gas da 250 MWe). In ogni caso è il drastico aumento del rendimento del nuovo impianto a giustificare economicamente l'intervento di repowering, indipendentemente dall'aumento di potenza installata: infatti il rendimento finale non è dissimile da quello di un ciclo combinato progettato ad-hoc ("greenfield"), se non per effetti in genere molto modesti legati a scelte non ottimali imposte dai vincoli sopra discussi: è realistico attendersi rendimenti dell'ordine del 54-57% per gli impianti di grande potenza. Il repowering con trasformazione in ciclo combinato necessita di investimenti e di tempi di rea lizzazione notevoli, in relazione all'importanza dell'intervento (si tratta di modificare profondamente la configurazione dell'impianto). Ciò stabilisce chiaramente i campi di applicazione per questa modalità di repowering: E' stato estesamente impiegato in tempi recentissimi nel nostro Paese per rivalutare le prestazioni in termini ambientali ed economici di un grande numero di tradizionali gruppi da 320 MWe (in alcuni casi anche da 150 MWe), largamente diffusi e con una vita operativa di 20-30 anni. Tali gruppi, originariamente alimentati ad olio combustibile, venivano utilizzati, prima del repowering, a gas naturale, non essendo dotati dei costosi sistemi di disinquinamento oggi necessari per l'utilizzo di combustibili pesanti, con rendimenti inaccettabili e quindi con costi di generazione non competitivi. Il ripotenziamento ha consentito di riportare il rendimento e le emissioni a valori uguali a quelli dei cicli combinati "greenfield", con un importante risparmio sui costi di investimento e (ciò che più conta) utilizzando gli stessi siti già esistenti e le stesse autorizzazioni. A fine 2008 in Italia saranno operativi circa 15,000 MWe di centrali a ciclo combinato da ripotenziamento. Le prime tre modalità ripotenziamento hanno senso solo continuando ad usare olio combustibile o carbone nel generatore di vapore: se ciò non è possibile per motivi ambientali (o se non si ritiene economicamente conveniente il loro adeguamento con desolforatori e denitrificatori), è evidente che l'opzione "trasformazione in ciclo combinato" resta l'unica ragionevole se il gas naturale è l'unico combustibile ammesso. Questo è esattamente quanto è avvenuto nel comparto della generazione elettrica negli ultimi anni. La trasformazione in ciclo combinato è forse ancor più conveniente per le centrali di cogenerazione degli autoproduttori industriali, largamente diffuse nel territorio nazionale, con potenze ben più piccole (da pochi MW ad alcune decine). Nella generalità dei casi, la rivalutazione della potenza elettrica e del rendimento sono ancora più vistosi che per le grandi centrali, viste le più modeste prestazioni dei cicli a vapore originali e lo scadimento di produzione elettrica imposto dalla generazione di calore: questo tipo di repowering risulta di regola economicamente interessante e di sicuro interesse per il miglioramento del bilancio energetico nel comparto industriale.

12

Molto spesso non è possibile ottenere l'autorizzazione ad un aumento drastico della potenza installata in un certo sito, per vari motivi: (i) aumento della potenza scaricata dal condensatore; (ii) aumento in termini assoluti delle emissioni di inquinanti (ciò è rilevante solo nel caso che la caldaia esistente fosse già alimentata a gas naturale); (iii) impossibilità di potenziare le linee elettriche uscenti dalla centrale, etc.


5.1

Capitolo 5

ALTRI CICLI A GAS E CICLI MISTI

Le turbine a gas in ciclo semplice hanno oggi raggiunto prestazioni e rendimenti di tutto rispetto, come ben evidenziato al Cap.3 .3 . Tuttavia ciò è stato ottenuto sulla spinta di un forte svilu ppo tecnologico, senza intervenire sulla qualità intrinsecamente modesta del ciclo termodinamico di base, che resta sempre caratterizzato da uno scarico di calore all'ambiente ad alta temperatura e da un lavoro di compressione molto elevato rispetto a quello di espansione. D'altra parte il ciclo combinato è in grado di recuperare con grande efficienza il calore allo scarico e quindi di ottenere rendimenti molto elevati, ma comporta l'utilizzo di un notevole macchinari o aggiuntivo, che, soprattutto per impianti di piccola e media potenza, può costituire un aggravio economico difficile da giustificare economicamente. Esiste quindi uno "spazio" per soluzioni diverse dal ciclo semplice e da quello combinato, magari con costi e prestazioni intermedi tra i due, ma applicabili in una più vasta gamma di situazioni. Tali soluzioni, oggetto del presente capitolo, possono essere suddivise in due categorie: Cicli termodinamici che utilizzano come fluido di lavoro solamente un gas (in pratica aria e gas combusti) e quindi rappresentano un'evoluzione del ciclo a gas semplice, che tratteremo nei par. 4 .1-4.4. Cicli in cui due fluidi principali (aria/gas combusti e acqua/vapore) interagiscono fra loro miscelandosi in certi punti del ciclo. Questi ultimi sono pertanto ben diversi dai cicli combinati (in cui le due fasi gas e vapore non vengono mai a contatto) e vengono chiamati " cicli misti" (mixed cycles). Alcuni degli interventi discussi in questo capitolo sono in realtà stati oggetto di studi e di realizzazion i sin dagli albori della storia delle turbine a gas (cioè dal secondo dopoguerra), allorquando si trattava di portare il rendimento dei cicli a gas a livelli economicamente accettabili, pur operando a bassa temperatura a causa del limitato livello tecnologico allora disponibile, media nte un incremento della complessità dello schema impiantistico. In realtà l'evoluzione delle turbine a gas, sulla scorta degli impieghi aeronautici, ha seguito la strada opposta: ciclo semplice ad alta tecnologia in luogo di un ciclo complesso con condizioni operative prudenti. Ad oggi tuttavia non mancano rilevanti progetti di ricerca e sviluppo che, senza rinunciare a componenti ad alta tecnologia, tentano di trarre vantaggio da alcune delle varianti a seguito discusse, in alternativa o talvolta in unione con il ciclo combinato . Pertanto gli interventi discussi in questo capitolo, sebbene oggi raramente ri scontrabili nelle unità presenti sul mercato, restano di attualità e potrebbero t;ssere rivalutati nei prossimi sviluppi del settore.

5.2


5.1 Rigenerazione La rigenerazione in un ciclo aperto consiste nell'utilizzo del ca lore contenuto nei gas scaricati 4 dalla turbina al fine di elevare la temperatura dell'aria entrant e nel combustore. Si tratta quindi di inserire/ tra il compressore e il combustore, uno scambiatore di calore (rigeneratore) che riscalda l'aria comburente, prelevando calore dai gas di scarico prima di Fig.~.1: Schema if!1piantistico . semplif~cato di rilasciarli all'ambiente (fig.S.l). turbma a aas con c1clo aoerto naenerat1vo. Prima di trattare il ciclo aperto reale, conviene rifarsi (in analogia al Cap.l) al caso semplice/ ma didatticamente utile, del ciclo chiuso ideale con gas ideale.

5.1.1 Ciclo chiuso ideale rigenerativo La fig.5.2 mostra la rap3 presentazione di tale ciclo nel piano T -s, CICLO CHIUSO con i flussi di energia relativi e uno scheRIGENERATIVO ma di impianto. Il calore Q,;9 conseguito IDEALE dal raffreddamento del gas uscente dalla turbina (trasformazione 4-6) rientra nel ciclo contribuendo al riscaldamento del gas in pressione (trasformazione 2-5) 1 prima che questi riceva calore dall'esterno. Il ciclo opera con un gas perfetto (gas ideale a Cp=costante) e con macchine ideali/ ivi compreso il rigeneratore. Un rigeneratore è ideale 1 cioè non introduce irreversibilità nel ciclo, quando (i) le perdite di carico sono nulle/ (ii) le perdite di calore verso l'esterno sono nulle, (iii) scambia calore in ogni punto della trasformazione sotto differenze di temperatura infinitesime. L'ultima condizione comporta in particolare l'uguaglianza delle temperature terminali dello scambiatore (T2=T6 e T4=Ts). Perché ciò sia possibile è necessaria una superficie di scambio infinita e l'equivalenza delle capacità termiche delle due correnti. Si ricorda che la capacità Fig.5.2: Trasformazioni nel piano T-se termica C è il prodotto della portata mas- schema semplificato di una turbina a sica per il calore specifico (G·cp): in un aas con ciclo chiuso riaenerativo ideale. ciclo chiuso/ dove G è la stessa sui due rami del rigeneratore, con gas a Cp=costante 1 i due fluidi operanti sul rigeneratore possiedono effettivamente la stessa capacità termica. In queste condizioni è facile rendersi conto degli effetti della rigenerazione sulle prestazioni del ciclo. Se con-


5.3

frontiamo il ciclo di fig.5.2 con lo stesso ciclo (a pari T1, T3 e 13) ma privo di rigenerazione si deduce che: il lavoro della turbina e del compressore restano inalterati, per cui la rigenerazione ideale non influisce sul lavoro utile; il calore entrante nel ciclo viene ridotto, essendo necessa rio per passare da Ts a T3 invece che da T2 a T3; il rendimento del ciclo (rapporto lavoro l calore entrante) aumenta.

di al caso

3

L'influenza benefica della rigenerazione è giustificabile anche pensando in termini di analisi di secondo principio: alzando la temperatura media di introduzione del calore e diminuendo quella di cessione del calore, si riducono le due sostanziali irreversibilità che penalizzano il ciclo a gas. Il rendimento del ciclo rigenerativo ideale può essere espresso da:

T/ = l _ q ex = l _ c P ( T 6 - T 1 ) qin Cp(T3-Ts)

6

l _ T r T 1 = l _ T d /3 - l) = l _ l!_ 8 Tr T4 T4(/3 -l) T4

(5.1)

Ricordando la (1.1), che dava 11=1-T1/T2 per il ciclo semplice, è evidente che finché è T2
=

(5.2) La (5.2) è rappresentata grafiE camente (per y=1.4 e Tt=15°C) u nella fig.5.3, assieme alla curva .... ---:·-······. ·-----:-------.. .. del rendimento del ciclo semplice . Ciclo semplice Si noti che la rigenerazione offre i massimi vantaggi per bassi rap0 .2 .... porti di compressione, ovvero Cicli ideali con fluido laddove T4 è più distante da T2 e idea le (-y=1.4) quindi l'apporto di Qr;g è determio L---~~~~~~~~----~--~ nante rispetto a Q;n. Le curve del 2 3 5 10 20 30 1 ciclo rigenerativo e semplice con Ra pporto di compressione, B vergono dove si verifica la condizione T2=T4 (che, per inciso, è Fig.5.3: Rendimento in funzione del rapporto quella per cui si ottiene il massi- di compressione del ciclo chiuso rigenerativo mo lavoro specifico- vedi 1. 1). Si ideale, in confronto col ciclo semplice. noti anche che per 13-+1 il rendimento tende a quello del ciclo di Carnot, in quanto Q;n, seppure -+0, è introdotto tutto a una temperatura infinitamente vicina a quella massima, e nel contempo Qex, pure -+0, esce a temperatura infinit amente vicina a quella ambiente. Tutto ciò vale solo nel caso di rigenerazione ideale: se il calore introdotto non fosse infinit esimo, il rendimento sarebbe nullo. ~ ~-

•


5.4

5.1.2 Cicli reali rigenerativi Nei cicli reali, oltre ai vari motivi di scostamento dall'idealità comuni ai cicli semplici (vedi 1.3), occorre tener conto del comportamento reale del rigeneratore stesso. Le tre condizioni citate in 5.1.1 (perdite di pressione e di calore nulle, scambio termico sotto ~T infinitesimi) non sono verificate in uno scambiatore di calore reale, e pertanto il rigeneratore diviene sede di trasformazioni irreversibili, contrariamente a quanto visto sinora. Lo scostamento dall'idealità può essere discusso e quantificato riferendosi alle seguenti equazioni :

Q=Ccf · !Y.Tcf =(l - ~)- Chf'!Y. TJif

(5.3)

Q= F t · U · A · LMTD ; LMTD =

(5.4)

l -

U

l

=

kJif ·

(

!Y. The - !Y. T ce In( !Y.The l !Y.TceJ

l

t

J+ ( J+- + fo hf + fo cf AJif l A kcf · Acf l A A.

À. b c pvD cp · f.l kcJ !lif = -(a · Re · Pr); Re= - - ; Pr= - , D f.l /l,

/),P cf l lif =

v2 L

f · P · 2 ·D

con riferimento alla generica situazione di fig.5.4 . La (5 .3) è l'equazione di conservazione dell'energia; la (5.4) e la (5.5) sono le equazioni costitutive degli scambiatori di calore (si ricordi che Ft è un coefficiente correttivo per la disposizione dei flussi pari all'unità per scambiatori in controcorrente, a cui faremo sempre riferimento); la (5.6) determina i coefficienti di scambio per ogni lato dello scambiatore in convezione forzata (situazione a cui faremo sempre riferimento: a, b e c sono numeri adimensionali che variano a seconda della geometria dello scambiatore, ma in genere b è compreso tra 0.4 e 0.8 e c tra 0.33 e 0.4); la (5.7) determina le perdite di pressione per ogni lato dello scambiatore (il coefficiente di attrito f è funzione del numero di Reynolds Re e della scabrezza relativa della superficie ; in moto puramente turbolento f è spesso ritenuto proporziona le a Re·0 .2 ). Alla luce delle suddette equazioni, si possono fare le seguenti considerazioni circa la "realtà" di uno scambiatore:

(5.5)

(5.6) (5.7)

co

':l

~

co

'(!)

Q.

E ~

Potenza termica scambiata

Fig.S.4: Diagramma T-Q di un generico scambiatore di calore, con indicazione delle differenze di temperatura sianificative.

Le due correnti fluide subiscono delle perdite di pressione -nell'attraversamento dello scambiatore (eq .5.7) . Tali perdite possono essere limit ate in sede di progettazione imponendo larghe sezioni di passaggio e quindi modeste

5.5


ai cicli

velocità v dei fluidi (Llp è all'incirca proporzionale al quadrato di v). Tuttavia, così facendo si limita il coefficiente di scambio convettivo k ( eq .S.6), quindi U (eq.S.S), aggravando la richiesta di superficie (eq .5.4) e il costo d'investimento dello scambiatore. Le perdite termiche verso l'esterno non sono nulle, in virtù del coefficiente ~ (eq.5.3), anche se possono essere notevolmente ridotte con un isolamento termico efficace (che pure aggrava il costo dello scambiatore) . Le superfici di scambio non saranno certo infinite (condizione necessaria ma non sufficiente, come vedremo fra poco - per avere LlT~o), per ovvi motivi di costo dello scambiatore (peraltro uno scambiatore molto grande aggraverebbe il problema di contenimento delle perdite di carico, per un aumento di L nell'eq.4. 7). Tra le due correnti gassose dovrà perciò esistere una differenza di temperatura finita, che agisca da "forza motrice" dello scambio termico. I noltre, le capacità termiche delle correnti di aria e di gas combusti in un ciclo aperto non sono uguali, perché: (i) il calore specifico dei gas combusti è leggermente superiore a quello dell'aria, (ii) la portata di combustibile immessa interessa solo il ramo caldo del rigeneratore, (iii) la portata d'aria necessaria al raffreddame nto delle pale della turbina è prelevata dal compressore, quindi non interessa il lato freddo del rig enerat ore: tuttavia anch'essa, rimiscelata con il flusso principale della t urbina, ne percorre il lato caldo. Quest'ultimo è l'aspetto quantitativamente più importante (si vedano i bilanci di massa di fig.3.1 e 3.5). Pertanto la situazione effettiva di funzionamento di un rigeneratore di una turbina a gas è proprio quella esplicit ata qualitativamente in fig.5.4: nel piano T-Q, le linee che rappresentano la trasformazione subìta dalle due correnti gassose sono separate da un LlT vari abile. Ta li linee sono rett e se si considera per ciascuna di esse un Cp costante pari al Cp medio tra le temperature in oggetto. La pendenza di tali rette nel piano T-Q è inversamente proporzionale alla loro capacità termica (essendo LlQ=CLlT, si ha LlT/LlQ = 1/C). Per tutti e tre i punti (i-ii-iii) sopra elencati si verifica che la capacità termica dei gas combusti è superiore a quella dell'aria, perciò il LlT subìto dall'aria (LlTet) sarà superiore a quello dei fumi (LlThr). Conseguentemente, risulteranno poi diversi i cosidetti LlT "terminali" dello scambiatore (LlThe e LlTce) . Rispetto ad uno scambiatore ideale, dove le due linee delle trasformazione dei fluidi sono coincidenti, si inst aura quindi la seguente situazione: il minore dei LlT terminali (nel nostro caso LlThe) è da imputa rsi al fatto che lo scambiatore non ha superficie infinita (se A~ Ccr) . Più in generale, per quantificare le relazioni intercorrenti tra i LlT e la superficie degli scambiatori con parametri adimensionali, è utile fare riferiment o all'approccio ENTU, in cui l' "efficacia" e: di uno scambiatore di calore è espressa come una funzione di NTU e di CR, definiti come:

c=

~Te

·

mm ~T max

;

U ·A

C ·

Cmin

Cmax

NTU = - - ; CR = ____ID!!1_

(5.8)

dove Cm;n rappresenta la capacità termica della corrente fluida avente il mmrmo valore di C, tra le due correnti che attraversano lo scambiatore. In particolare E ha


5.6

l'importante significato fisico di potenza termica effettivamente scambiata rispetto alla potenza termica che si potrebbe scambiare in uno scambiatore ideale, in cui la temperatura di uscita della corrente avente Cm;n risulterebbe uguale alla temperatura di ingresso dell'altro fluido. NTU è invece un indice adimensionale proporzionale alla superficie di scambio. E, NTU e CR sono legati da relazioni che dipendono dalla disposizione dei flussi; per uno scambiatore in controcorrente si ha: 8

=_I_- e_x.=. .p. ::.. [-_N_T_U_,(_I_-C~R=)~I}_ 1- CR exp [-NTU (I - CR)l

(5.9)

La (5.9) è rappresentata 1~~--~--~~~~~ graficamente in fig.5.5: si noti l'andamento tipica0.8 ----------------j---------mente asintotico delle curve, che ci dicono come, una volta raggiunti o valori di E sufficientemen0.6 ............... : 0.25 : te alti (0.8+0.9), debba ro Cmi n/Cmax 0.5 - : crescere enormemente ~ ----------.... -r ................,. o.7s .... -~ ........ __ ...... NTU per migliorare ulte- lti 0.4 -i i l _ _.;,_:- ----' riormente l'efficacia. Questi parametri risultano utili nello studio ----------··j· .. .... Sca~~i:r~;~~~~:~ussi della rigenerazione nelle turbine a gas. Infatti, per poter svolgere il calcolo di 5 l 2 3 4 un ciclo rigenerativo, è NTU corretto fare riferimento a una determinata efficacia, Fig.S.S: Relazione tra efficacia e NTU per scambiatoche (i) individua lo scori con flussi in controcorrente. stamento dello scambio termico dalla situazione ideale, (ii) fornisce un'indicazione sulla quantità di superficie, in termini di NTU, che si è disposti ad impiegare nello scambiatore . Oltre a ciò occorrerà definire le perdite di carico e quelle termiche. Pertanto , aggiungiamo le seguenti assunzioni (ritenute realistiche) a quelle elencate in Tab.3.1:

J' . . . . ..

·o

Efficacia del rigeneratore E: Llp/p (entrambi i lat i): Coeff.perdita term i ca~ :

0.9 0.02 0.7%

I risultati ottenuti dal calcolo dei cicli reali così definiti sono esposti in fi g.5.6, per TIT = 1280°C e portata di aria di 600 kg/s, in confronto con quelli ottenuti per i cicli semplici (curva "Tecn.B- 1995" di fig.3.3). Si noti che:

•

il rendimento dei cicli rigenerativi ha una scarsa dipendenza dal rapporto di compressione, al contrario di quello dei cicli semplici; l'aumento di rendimento rispetto al ciclo semplice è modesto ad alti [3 e determinante a bassi [3, come già visto per i cicli ideali; il rendimento non supera mai il 43%, con un vantaggi o non decisivo rispetto ai migliori cicli semplici (TJ::::40%); il lavoro specifico è inferiore di quello dei cicli semplici a pari [3 per effetto delle perdite di carico del rigeneratore.


5.7

Una maggiore comprensione dei risultati è possibile esaminando le temperature terminali del rigeneratore ai vari P OAO -------(fig.5.7). Si noti anzitutto co- 0 rigenerativi me la temperatura di ingresso ~ nel combustore aumenti al aJ diminuire di p, essendo correlata, attraverso f., alla tempe- "'O c (l) ratura di scarico della turbina: cr::: a pari TIT ciò comporta un 0.30 --- Cicli reali, minor consumo di combustibiTIT=1280°C le e il miglioramento del rendimento. E' poi importante notare come anche a rapporti 275 300 325 350 375 400 di compressione molto bassi i Lavoro specifico, kJ/kg gas vengono rilasciati all'ambiente a temperature ancora Fig.S.6: Prestazioni dei cicli rigenerativi reali, in di tutto rispetto (attorno ai confronto con i cicli semplici, a vari B. Assunzioni 400°C) . Infatti il recupero di calcolo in Tab.3.1 e al par.5.1.2, con portata di termico è limitato da due fat- aria di 600 kg/s (grandi unità). tori: (i) non si può scendere sotto la temperatura di manl Cicli rigen erativi reali, data del compressore, che TIT= 1280°C dipende da p, (ii) il LlT tra i due fluidi sull'estremità fredda dello scambiatore è condizionato non tanto da f., ma soprattutto dallo sbilanciamento delle capacità termiche: è evidente in fig.5 .7 come LlTce sia notevolmente superiore a LlThe- Il ciclo rigenerativo, sebbene più efficiente di quello semplice, non ha pertanto la capacità di raggiungere rendimenti particolarmen8 10 12 14 16 18 te elevati in quanto non è Rapporto di compressione costituzionalmente in grado di recuperare in modo soddisfa- Fig.S.7: Andamento delle temperature in cicli ricente e completo il calore con- generativi reali, al variare di B ( stesse assunzioni di fig.5.6). Si noti come la temperatura dei gas di tenuto nei gas di scarico. La fig.5.8 mostra la scarico resti comunque elevata. sensibilità delle prestazioni di un ciclo (avente P=lO, che risulta un valore ottima le per i cicli rigenerativi) all'efficacia del rigeneratore. Un aumento di f. consente significativi miglioramenti del rendimento, ma ne conseguono valori sempre crescenti di NTU, con una salita vertiginosa per E>0 .9, le cui ricadute in termini di costo d'impianto sono ovvie. Si noti anche, a conferma di quanto sopra detto, che anche spingendo al massimo l'efficacia dello scambiatore non si riesce ad ottenere un recupero termico soddisfacente. I risultati di fig.5.8 ci indicano come il dimensionamento di un rigeneratore sia og-

_t_

5

g e derispetto effetto

5.8


getto di una ottimizzazione tecnico-economica: bisogna determinare un livello di efficacia ottima le, tenen do conto da una parte del costo dello scambiat ore ( crescent e in modo circa proporzionale con A e quindi con NTU) e dall'altra del maggior ricavo consentito dall'aumento di rend imento (a seguito della maggiore energia prodotta a parità di consumo di combustibile) . Altri aspetti riguardano la scelta delle velocità ottimali (compromesso tra k- eq. 5.6- e t.p - eq .5.7), degli isolamenti, degli ingombri, del lay-out di impianto . NTU Rendimento ..-- - -- - - - ---, 10 - 0.5 Cicli rigenerativi reali, f--o-----, 13= 10, TIT=1280°C Temp . ingresso

Fig.S.S: Influenza dell'efficacia del rigeneratore sui parametri significativi di un ciclo reale con 8=10 e TIT=1280"C.

7.5 0.45 -

com~ustore

j

600

"

5

500

o

T~mp. sc~rico gas 0.3 '----~~----~-------' 300 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 l Efficacia rigeneratore

5.1. 3 Applicazioni pratiche La rigenerazione, improponibile per motivi di peso e ingombri nella propulsione aeronautica, non ha avuto molta fortuna nemmeno nel m ercato delle turbine a gas industriali, causa un notevole aumento dei costi di impianto a fronte di un modesto vantaggio di rendimento. Si ricordi che si tratta di uno scambiatore gasgas, che opera con fluidi a bassa densità e qu indi con coefficienti convettivi intri nsecamente modesti (eq.5.6). In passato vi sono state applicazioni della rigenerazione a macchine di progettazione molto conservativa {bassi 13 e TIT) per rivalutarne il rendimento, ma si tratta di casi obsoleti. Ad oggi (2005) il mercato offre solo una unità rigenerativa (app.A5): la Solar Mercury 50 (fig.5.9), una piccola macchina (4.6 MWe) molto interessante che interpreta in chiave moderna la rigene razione, ma che ha avuto tantissimi problemi di sviluppo a riprova della criticità progettuale dello scambiatore (un particolare tipo di scambiatore a piastre, molto compatto ed efficiente). La rigenerazione è invece largamente impiegata nelle microturbine a gas (la cui penetrazione sul mercato è però oggi ben più limitata di quanto previsto qualch e anno addietro), dove i rapporti di compressione sono limitati dalla semplificazione delle turbomacchine e dove rappresenta l'unica possibilità pratica di ottenere buoni rendimenti (ne parleremo al cap.6).

5.9


TURBINE EXHAUST

AIRINTAKE

~-r

. -) v i

700

600

COMPRESSOR

500

400

GEARBOX

Fig.5.6: Sezione della turbina Mercury 50 (fonte: Salar Turbines). La macchina ha una struttura particolare in termini di disposizione dei componenti, studiata in modo da consentire la miglior sistemazione del rigeneratore (in alto).

5.2 Compressione interrefrigerata 300

Una seconda operazione atta a migliorare le prestazioni dei cicli a gas è la compressione interrefrigerata (fig.S.lO), realizzata cioè in due fasi {1-2 e 1'-2') intercalate da uno scambiatore di calore (''intercooler") che riduce la temperatura di ingresso nel secondo compressore. L'interrefrigerazione è pratica comune nei compressori Fig.5.10: Schema concettuale di ciclo a gas industriali: lo scopo è quello di di- aoerto con comoressione interrefriaerata. minuire il lavoro di compressione necessario per portare il gas da p1 a p2, a seguito della diminuzione del volume specifico del gas per effetto della minor temperatura media lungo il processo. Nelle turbine a gas, la riduzione del lavoro di compressione ha grande importanza, perché aumenta il margine t ra questo e il lavoro di espansione, a van taggio del lavoro utile. Tuttavia le conseguenze in termini di rendimento non sono affatto scontate, in quanto si verifica un aumento del calore entrante, come ben visibile in fig .S.ll, con riferimento ai cicli chiusi ideali: se in un ciclo semplice B {12*-3-4) introduciamo l'interrefrigerazione, la compressione tra la pressione intermedia e quella finale si sposta da 2-2* a 1'-2' (con minore lavoro, per la divergenza delle isobare), ma il calore andrà introdotto nel ciclo a partire da 2' invece che da 2*, con un evidente aggravio. Il rendimento del ciclo potrà essere espresso come:

_ W _ W A+ Ws

TJ - -

Qin

-

Qin,A + Qin,B

17A ·Qin,A+ 1Js ·Qin,B (5.10)


5.10

perché il ciclo interrefrigerato può es3 sere visto come la somma di due cicli: CICLO CHIUSO il ciclo B (quello semplice di base) e il IDEALE ciclo A (1'-2'-2*-2). Risulta infatti eviINTERREFRIGERATO dente che Q;n=Q;n,A+Q;n,s e che W=WA+Ws, essendo la trasformazione 2-2· comune ai due cicli (espansione di A e compressione di B). Dalla (5.10) il rendimento risulta essere la media pesata sui calori entranti dei rendimenti dei cicli A e B. Parlando di cicli ideali, il cui rendimento è pari a 1-We, e avendo A un rapporto di compressione evidentemente inferiore a B, si verifica che r)A< T)s e dalla (5.10) rj
800

i

s:empl:ce ~ :

0.6 -------Ciclo IC, ~-~- -:------:-T3=13000C : : o~

u \C

'

.

-~400 --------:----: --(/)

o'o ~ _J

: .:.

.

.

.

2oo -------r-- .------!---------!--------{-----:-;--:_______ _

l Ciclo semplice) ; i

l

T3=900°C : T3=1300°C

!

o L-~~~~~~--~~~~ lO 20 30 50100 l 2 3 5 Rapporto di compressione, B Fig.5.12: Rendimento e lavoro specifico in funzione del rapporto di compressione di cicli chiusi ideali inter-refrigerati, in confronto con quelli dei cicli semplici. I risultati, riferiti a un gas perfetto con MM=29 e y=1.4, sono sviluppati per due temperature massime dei cicli (900 e 1300'C). Nei cicli inter-refrigerati i due compressori hanno lo stesso {3 (condizione di minimo lavoro di compressione).

e' a co(ii)


5.11

l) Il rendimento del compressore: questi agisce a sfavore del lavoro utile e quindi del rendimento del ciclo. Può essere che il minor lavoro di compressione consentito dalla interrefrigerazione ristabilisca il bilancio del ciclo in modo favorevole anche al rendimento. Per comprendere questo aspetto, si consideri la fig.5. 13, che mostra il ciclo aggiunto A deformato dall'aumento di entropia causato da r)c (1' - 2'-2~ -2). Tale ciclo presenta un'espansione 2" -2, ovviamente fittizia, ad entropia decrescente, che è in realtà equivalente al lavoro della seconda compressione del ciclo di base B. E' facile rendersi conto di come questo ciclo fittizio A sia equivalente, da tutti i punti di vista, Fig.S.S: Ciclo interrefrigerato al ciclo C delimitato da 1"-2'-2*-2", nell'ipotesi reale: il ciclo A aggiunto al ciclo di gas ideale e di pari rendimento politropico reale di base B è equivalente a delle due compressioni 1'-2' e 2-2*: infatti C un ciclo ideale C, costruito trariceve lo stesso calore di A (da 2' a 2*) e cede stando /'isobara inferiore. pure lo stesso calore, perchè l'isobara inferiore di C è traslata di uno stesso b.s (vedi la 1.21) rispetto a quella di A. Pertanto il rendimento di A è equivalente a quello di un ciclo ideale C avente un rapporto di compressione leggermente superiore. Si stabilisce quindi la seguente situazione: B è un ciclo reale con ~ più elevato, ma essendo A equivalente a un ciclo ideale, può essere che r)A>r)s, nonostante il più basso f3: in tal caso il rendimento del ciclo interrefrigerato (eq.S.lO) può risultare superiore a quello del ciclo semplice di riferimento A. Che ciò avvenga o meno dipende da quanto il ciclo si scosta dalle condizioni di idealità: è quindi probabile che l'interrefrigerazione abbia effetti benefici anche su l rendimento per esempio in macchine di piccola potenza, caratterizzate da rendimenti delle turbomacchine non particolarmente brillanti.

C

2) Il raffreddamento della turbina: avendo l'interrefrigerazione lo scopo di diminuire la temperatura nella parte finale della compressione, i flussi di aria destinati al raffreddamento delle pale della turbina risultano più freddi, e quindi più efficaci al fine del raffreddamento, rispetto a un ciclo semplice con lo stesso ~· Ciò consente importantissimi vantaggi nella progettazione di una moderna turbina a gas: a seguito della disponibilità di refrigerante più freddo è possibile alternativamente o in combinazione: ridurre la portata d'aria destinata al raffreddamento, riducendo così il peso dei fattori che penalizzano il rendimento; aumentare la TIT, operazione resa possibile a parità di temperatura del materiale dal maggior flusso termico conseguente al maggior b.T tra pala e refrigerante; si migliora così sia il rendimento che il lavoro specifico; aumentare il rapporto di compressione totale della macchina, che in un ciclo semplice è limitato sia dalla temperatura finale nel compressore che da quella del refrigerante: l'interrefrigerazione, che le modera entrambe, consente quindi di eliminare tali barriere, rendendo fattibili cicli a ~ assai più elevati di quello semplice. Nella fig.5.14 sono riportati i risultati del calcolo completo dei cicli rea li, confrontati con quelli semplici, nelle seguenti ipotesi: (i) assunzioni generali come da Tab.3.1; (ii) rapporto di compressione suddiviso equamente tra i due compressori; (iii) tem-


5.12

0.45----~------~------~--------~--. peratura di uscita dall'in5 tercooler di 25°C. Si è fatto grandi unità, so 111 riferimento a due famiglie di : TIT=1280 •• ' : i 40 macchine: una è quella oro 0.40 ----···-· j·····------·-- ------:-------if3=3~~-!------------------mai consueta delle grandi unità con TIT=1280°C, la C : : : : seconda è quella delle picQ) : : 18: 181 E Ciclo : : cole turbine, così come de:0 0 .35 --- semplice----- ---·j··----------- -- 1 ~-- ------- --· 15-- j· --·-- -finite nella seconda colonna c ' ' ' Q) : f3=30 12: ; di Tab .3.2 (Tecn.C, piccole j : 24 j 12 j unità). Per le grandi unità si ~ ! Ciclo interj nota che il rendimento a 18 0.30 - --~~-i~~-~-- ------·--~ 15------------r---··-refrigrato· pari [3 resta praticamente inalterato, mentre il lavoro :: 12 ' le Uni"t'a,;: : 12 • •Ili piCCO specifico aumenta notevoli 9 Si TIT=llOO i mente, per esempio di circa 0.25~--~~~--~--~--~--~----~~ il 50% a [3=30, con conse300 400 200 500 guenze interessanti sulla Lavoro specifico, kJ/kg potenza sviluppata. Un risultato importante visibile Fig.5.14: Prestazioni di cicli interrefrigerati reali a da fig.5. 14 è che l'inter- diversi 13, con ipotesi di calcolo da Tab.3.1 e 3.2 (C, refrigerazione rende possi- piccole unità, e 8, grandi unità). bile adottare rapporti di 0.45 compressione molto elevati BLPcif)=2 l 3 4 {5 con . continui aumenti di B=30 ~ · / rendimento : con gli stessi 0 ~ 0.40 ---------------:---------------!----- -------- :--------------limiti della tecnologia "conQ) : : : solidata" (B) in termini di ~ BLPC =. ~ · 1.5 2 3 limitazioni sulla temperatura c ' ' ' di mandata del compressore ~ 0.35 ---------------!--- .JB ~ -5 ·-----12'"!""'"'""""" e sul flusso volumetrico di ' ' ' refrigerante, sarebbe possi8 : L_ 13::15 bile raggiungere un [3 fino a circa 80 con un ciclo interre0.3~50 400 450 500 550 frigerato mentre non risulta Lavoro specifico, kJ/kg ragionevole superare [3=30 in ciclo semplice; ciò con- Fig.5.15: Prestazioni di cicli reali interrefrigerati sente di ritoccare i rendi- aventi a due diversi rapporti di compressione (15 e menti mass1m1 ottenibili, 30), al variare del 13 del compressore di bassa pressione. Assunzioni di Tab.3.1 e 3.2. tecn.B. arrivando oltre al 43%. Per le piccole macchine, caratterizzate da rendimenti assai più modesti, si verifica in ogni caso un significativo aumento del rendimento, che può superare il 30% a [3 ancora rag ionevoli: ciò conferma come l'interrefrigerazione sia una pratica di notevole interesse nel campo delle piccole potenze. Per completare l'analisi termodinamica, occorre ricordare che l'assunzione finora operata di mantenere un pari [3 nei due compressori (condizione che permette di minimizzare il lavoro di compressione) non è necessariamente la soluzione ottimale: in realtà la scelta di [3LPC influisce in modo importante sulle prestazioni del ciclo, come evidenziato da fig.5 .15. Si noti che, indigendentemente dal rapporto di 1 2 compressione totale: (i) è confermato che [3LPc = [3 è la condizione che permette

i!O---

1:-

~

i

l

f

5.13


112

il massimo lavoro specifico, (ii) se 13LPc > 13 si verifica un forte calo del rendimento, perché occorre introdurre calore nel ciclo a temperature sempre più basse, (iii) se 13LPc < 13 112, si ha in genere un certo aumento del rendimento, soprattutto ad alti 13, a fronte di un calo del lavoro specifico. Si può concludere che il valore ot timale di 13LPC possa essere pari o, meglio, leggermente inferiore a 13112 •

Dal punto di vista delle applicazioni, si può concludere che l'interrefrigerazione potrebbe essere un'operazione interessante per piccole macchine (esistevano infatti sul mercato alcune unità con potenze attorno a 1+5 MW), mentre risul ta di interesse limitato per le unità di maggior potenza (le grandi macchine indu striali con moderato rapporto di compressione). Bisogna infatti ricordare che l'incremento del lavoro specifico, fattore di interesse più che altro economico, è controbilanciato da un maggior costo della macchina, che richiede uno scambiatore di calore, con relativi costi, ingombri e consumi ausiliari per la movimentazione del refrigerante, rendendo evanescenti i vantaggi offerti dal maggior lavoro della macchina. A ciò si aggiunga che l'inter-cooling rende dipendente la turbina a gas dalla disponibilità di acqua di raffreddamento, perdendo una positiva peculiarità dei cicli semplici (e anche di quelli rigenerativi): operare l'intercooling con aria ambiente è tecnicamente fattibile (a secco o con torri evaporative), ma accresce in modo sensibile gli aspetti negativi dell'intervento. Nonostante le riserve sopra espresse, l'interrefrigerazione è recentemente ritornata alla ribalta con la presentazione di nuovissima macchina della GE, chiamata LMSlOO {fig .5.16) 1 sulla quale vale la pena soffermarsi, se non altro perché quando sarà operativa (2008?) sarà la turbina a gas più efficiente in assoluto (TJ=46% circa). Essa deriva da un grande motore aeronautico (i l CF6-80), il cui "core" (compressore e turbina di alta pressione, combustore - quest'ultimo però adattato alle esigenze industriali) viene "sovralimentato" da un compressore di bassa pressione (derivato una macchina industriale, ma trascinato da un tu rbina di media pressione facente parte del "core" aeroderivative) seguito dall'intercooler. La macchina è completata da una turbina di potenza, che trascina l'alternatore. Questo progetto fa proprie tutte le potenzialità dell'interrefrigerazione già descritte, cioè aumento di TIT (non dichiarato) e di rapporto di compressione (da 30 a oltre 40), mantenendo sostanzialmente inalterate le parti più "difficili" della macchina originale (compressore e turbina HP). Così facendo, si prevede un rendimento attorno al 46% (leggermente superiore a quanto stimato in fig.5.14, in virtù della TIT più alta e di alcuni componenti più efficienti) e, aspetto ancora più importante, una r1s e pres-

signievoli: nel

(2 st. - muove compr.LP)

turbina di potenza (5 stadi)

Fia.S.16: La turbina inter-refriaerata LMS100 (fonte: GEJ.

5.14


potenza dell'ordine dei 100 MWe, contro i 40 MWe ottenuti da uno sviluppo convenzionale della macchina aeronautica, a fronte di un aumento dei costi relativamente contenuto. La ragione di un così importante incremento della potenza risiede nell'aumento sia del lavoro specifico, in virtù dell'intercooling e dell'aumento di TIT, che della portata massica, a causa dell'addizione del compressore di bassa pressione che spinge aria già pressurizzata (quindi più densa) nel compressore esistente. Da notare che la macchina rende disponibili per impieghi cogenerativi i gas di scarico a una temperatura ancora di tutto rispetto (circa 400°C), nonché eventualmente il calore a bassa temperatura sottratto nell'intercooling.

5.3 Ricombustione Parliamo ora della ricombu~in,2 4' stione (o "reheat", dalla terminologia in uso nei cicli a vapore), che consiste in una espansione in turbina frazionata e intercalata da un secondo processo di combustione in un ciclo aperto (fig.5.17) o da un riscaldamento intermedio in un ciclo chiuso (fig.5.18). Come l'interrefrigerazione aveva lo scopo di diminuire il lavoro del compressore, la ricombustione permette di aumentare il lavoro della Fig.5.17: Schema concettuale di ciclo aturbina, presentando alla turbina di perto con ricombustione. bassa pressione un fluido a volume specifico incrementato dal riscal- CICLO CHIUSO Qin,2 3' damento conseguente alla seconda IDEALE CON Wt1 combustione. Si ricorda che l'eccesso RISCALDAMENTO d'aria presente nella combustione INTERMEDIO primaria delle turbine a gas è tale da offrire ampia disponibilità di ossigeno per la seconda combustione. Dal punto di v ista t ermodinamico, l'analisi di un ciclo ideale con ricombustione è del tutto analoga a 2 quella del ciclo interrefrigerato, esT sendo anche qui possibile individuare un ciclo aggiunto A a un ciclo di base B. L'aumento di lavoro utile, rispetto al ciclo semplice, è ottenuto a spese di un aumento del calore entrante (quello introdotto nel ciclo A da 4 a 3' in fig.5.18). Poichè 13A<13s si ottiene Fig.S.18: Rappresentazione nel piano T-s dalla (5.10) che il rendimento del di un ciclo chiuso ideale con riscaldamento ciclo chiuso ideale con riscaldamento intermedio durante l'espansione. intermedio è inferiore a quello del ciclo semplice avente lo stesso rapporto di compressione . I risu ltati in termini di lavoro e rendimento sono analoghi quelli di fig.5.12: il primo diminuisce e il secondo aumenta in misura crescente con ~ (gli effetti in termini quantitativi sono più

•

combinati


::>po conrelativa" Za risie'11ento di di bassa

marcati che nel caso dell'interrefrigerazione, essendo il lavoro della turbina superiore a quello del compressore). Il "difetto" termodinamico del ciclo con ricombustione risiede nel rilascio del gas a temperature ancora più alte di quant o non fosse con gli alt ri cicli (T4·> T4• in fig.5.18), ribaltando sulla fase di rilascio del calore quanto avveniva nel ciclo interrefrigerato in termini di introduzione di calore a bassa temperatura. Nell'analisi dei cicli reali si assiste a fenomeni in controtendenza: da un lato resta valido l'approccio espresso nella fig.5.8, in cui il ciclo aggiunto A diviene assimilabile ad un ciclo ideale e può risultare più efficiente del ciclo reale di base B (quindi la ricombustione potrebbe in qualche modo favorire il rendimento), ma, rispetto all'interrefrigerazione viene specularmente ribalt ata la considerazione fatta al punto 2 del precedente paragrafo circa il raffreddamento delle pale. Infatti, se l'interrefrigerazione rendeva disponibile un refrigerante più freddo, migliorando gli aspetti relativi al raffreddamento, nel presente caso non solo ciò non accade, ma si richiede un carico di raffreddamento molto più elevato per la turbina di bassa pressione, che si trova anch'essa ad operare con gas combusti ad altissime temperature. All'elevato carico di raffreddamento richiesto corrisponde un aumento delle irreversibilità ad esso legate e quindi una ulte riore diminuzione del rendimento del ciclo. La situazione è ben evidenziata in fig.5.19, dove a parità di assunzioni di calcolo (quelle consuete di 112 Tab.3.1) con 13HPT = 13 e con pari TIT per le due turbine, si nota come i cicli con ricombu stione presentino un rendiO·253,_0_0_ _ _3~5-0---4~0-0---4~5-0_ __5__,00 mento notevolmente inferiore

::~resso re

'1erativi i , nonché

4'

Lavoro specifico, kJ/kg

sono più

5.15

a quelle dei cicli semplici. Il risultato è facilmente comFig.S.19: Prestazioni di cicli reali con ricombu- prensibile se si pensa che a stione, a confronto con i cicli semplici, a diversi 13. 13=15 si ha una temperatura Assunzioni di Tab.3.1 e 3.2 (tecn.B) tranne per il dei gas di scarico di ben 893°C caso "tecn. avanzata " che fa riferimento alla (come conseguenza di un raptecn.A di Tab.3.2, pur mantenendo TIT=1280'C. porto di espansione molto piccolo sulla seconda turbina), un valore evidentemente incompatibile con un ciclo semplice di buon ren dimento. A 13=30 la temperatura di scarico è solo leggermente più moderata (803°C) e il 31% dell'aria aspirata viene utilizzata per scopi di raffreddamento. I risu ltati sono tuttavia condizionati dalla bontà tecnologica delle soluzioni adottate per il raffreddamento, nonchè dall'ipotesi particolarmente penalizzante di adottare una pari ripartizione del rapporto di espansione sulle due turbine. Se si fa riferimento a un 13HPT moderato (poniamolo pa ri a 2) e a un livello tecnologico più avanzato (seguendo le ipotesi dell'ultima colonna di Tab.3.2 pur mantenendo la TIT a 1280°C), i risu ltati forniti dal ciclo con ricombustione sono notevolmente rivalutati, come si vede in fig .4.18, ottenendo rendimenti simili a quelli del ciclo semplice e un lavoro specifico notevolmente superiore.

5.16


Il vero potenziale della ricombustione è tuttavia legato all'impiego in ciclo combinato, per motivi facilmente comprensibili: se è vero che il maggior difetto termodinamico della ricombustione sta nello scaricare gas molto caldi, tale difetto viene eliminato (almeno in gran parte) se il calore è recuperato efficientemente dal ciclo a vapore. Trattandosi peraltro di calore ad alta temperatura, abbiamo visto al Cap.4 come questo sia particolarmente utile ad incrementare le prestazioni di cicli a vapore di potenza significativa, rendendo attraenti soluzioni ad alta pressione e ad alta temperatura, con risurriscaldamento. Pertanto, dal punto di vista delle applicazioni, i potenziali vantaggi offerti dalla ricombustione nei grandi impianti a ciclo combinato (maggior lavoro specifico, ciclo a vapore più efficiente) vanno pesati con le notevoli difficoltà tecnologiche connesse allo sviluppo della doppia sezione combustore-turbina. Si ricordi infatti che mentre l'intercooling è una soluzione che comporta modifiche alle parti fredde della macchina e l'aggiunta di uno scambiatore del tutto convenzionale (ed è quindi una strada a basso rischio tecnologico), la ricombustione è un'operazione ben più difficile, toccando gli elementi critici di una turbina a gas (combustore e parti calde della turbina). Ad oggi, questa strada è stata seguita da un solo grande costruttore (ABB, poi divenuta Alstom - app.AS), con i modelli GT24 e GT26 (presentate nel 1994 ma industrialmenté mature solo da pochi anni). Queste macchine, con 1)=321 e I)HPr =2 (circa), hanno un rendimento del 37-38%, un valore di tutto rispetto ma non superiore a quello di macchine della stessa classe con combustione semplice, ma producono gas di scarico ad alta temperatura (attorno ai 615°C) nonostante una TIT non particolarmente spinta (circa 1280°C) che consente peraltro di non esasperare la problematica relativa al controllo delle emissioni di ossidi di azoto (Cap. 7): la loro vocazione ad operare in ciclo combinato è quindi piuttosto evidente, laddove è previsto un rendimento vicino al 58%, un valore competitivo con quello di macchine a TIT più elevata.

5.4 Combinazioni di intercooling, rigenerazione e reheat I tre interventi descritti nei ICR precedenti paragrafi possono essere utilizzati in varie combinazioni tra di loro, offrendo interessanti prospettive. Un aspetto fonda7 mentale di tali combinazioni è ~he l'adozione della rigenerazione permette di eliminare il difetto terme:i j ____________ ___ ______ l dinamico di base dei cicli interrefriL --------=····--··--··············--·-·-······--·--·:::____; flussi di raffreddamento (indicativi) gerati o con ricombustione rispetto al ciclo semplice, cioè quello di riFig.S.20: Schema concettuale di un ciclo chiedere un aumento del calore aperto interrefrigerato e rigenerativo (ICR). entrante nel ciclo. Consideriamo 1 E' interessante notare che l'adozione di un rapporto di compressione così elevato (e certamente favorevole al rendimento del ciclo) impone la necessità di diminuire la temperatura dell'aria inviata al raffreddamento delle palettature delle due turbine (soluzione peraltro adottata da altre grandi turbine a gas, pur prive di ricombustione). La notevole potenza termica sottratta al flusso di raffreddamento v iene recuperata per produrre vapore utilizzato dal ciclo combinato: ciò rende ancor più inscindibile il legame di una macchina con queste caratteristiche alla sezione a vapore.

Turb -~

CICL ID E)

INTE

RIGE

Fig.S.l no T-s refrice

nam-co a rene con ·- 1 spar.s o le qua per i d realiz=a g era~

com p-e no tu::A plicaz.::J men:e logia -, svilup:JI D'altre delle :J se m o~ zion· :a re ac i ciclo:::::: un c"""'J nanz·an Uniti ::t speà"'a n ava sono ca }

le p--:! ciclo :c che c:


per esempio un ciclo interrefrigerato e rigenerativo (fig.5.20) che chiameremo con l'acronimo ICR (InterCooled Recuperative): la fig.5.21, riferita a un ciclo ideale, mostra come il calore entrante lungo 2'-2·, responsabile del minor rendimento del ciclo interrefrigerato non rigenerativo, può essere fornito gratuitamente dal recupero termico dai gas di scarico operato dal rigeneratore. Così facendo il maggior lavoro utile si traduce inequivocabilmente in un aumento di rendimento. Per un ciclo con ricombustione, l'aumento di temperatura all'ingresso del rigeneratore (da 4' a 4* di fig.5.18) permette un aumento della temperatura dell'aria entrante nel combustore, con analogo risparmio di calore entrante. Considerando che è possibile operare Fig.S.21: Rappresentazione nel piaanche più di una interrefrigerazione o più di no T-s di un ciclo chiuso ideale interuna ricombùstione, i possibili assetti di ciclo refriaerato e riaenerativo (JCR J. divengono numerosissimi. Il limite termodinamico concettuale è il ciclo di Ericson (due isoterme e due isobare), un ciclo ideale a rendimento pari a quello di Carnot, che verrebbe approssimato da un ciclo a gas con infinite interrefrigerazioni (compressione isoterma) e risurriscaldamenti (espansione isoterma) e uno scambio di calore rigenerativo tra le due isobare, lungo le quali non si scambia pertanto calore con l'esterno (fig.5.22). Il concetto, valido per il ciclo ideale, è stato perseguito ai tempi pionieristici delle turbine a gas, con la realizzazione di alcuni impianti (anche a ciclo chiuso) dotati di numerosi interrefrigeratori e di due o tre fasi di espansione. Tali impianti, a moderato rapporto di compressione e con temperature massime non superiori ai 600-650°C, dimostrarono tuttavia un rendimento inferiore a quello delle centrali a vapore, con una complicazione impiantistica e un impegno di superfici di scambio tali da risultare nettamente sconvenienti rispetto alla tecnologia imperante del vapore: tale linea di CICLO DI sviluppo fu pertanto abbandonata. ERICSON D'altra parte, l'evoluzione tecnologica APPROSSIMATO delle turbine a gas e il loro impiego DA CICt.::O A sempre più generalizzato nelle applicaGAS zioni terrestri portano talvolta a ripensare ad assetti di ciclo più complessi: il ciclo ICR è per esempio stato oggetto di un ampio programma dimostrativo, finanziato dalla Marina Militare degli Stati Uniti, con lo scopo di ridurre il consumo specifico delle applicazioni propulsive navali, settore in cui le turbine a gas sono da tempo protagoniste. Fig.S.22 : Rappresentazione nel piano TA livello di esempio, analizziamo s di un ciclo chiuso ideale rigenerativo le prestazioni termodinamiche di un con multiple interrefrigerazioni e multipli ciclo ICR e di un ciclo più complesso, riscaldamenti intermedi. Al loro tendere che chiameremo ICRRH, caratterizzato a infinito, si realizza il ciclo di Ericson.

CICLO CHIUSO IDEALE INTERREFRIGERATO RIGENERATIVO (ICR)

vapo-nacchi-

5.17

5.18


da due interrefrigerazioni, rigenerazione e ricombustione. La tab.S.l mostra i risultati ottenuti da tali cicli, ovviamente reali, calcolati con le usuali assunzioni di t ab.3.1 , con rapporti di compressione totale e intermedi ottimizzati al fi ne di ottenere il massimo rendimento. A questo proposito, si noti che la presenza della rigenerazione altera i valori ottimali dei ~ intermedi , rispett o per esempio ai risultati di 112 fig.S.lS: per il ciclo ICR la scelta di ~LPc= ~ risulta ottimale non solo per il lavoro specifico ma anche per il rendimento. Per il ciclo ICRRH è invece importante scegliere un ~HPT assai inferiore a ~LPT (2.8 contro 15), per ridurre la portata di raffred damento alla turbina di alta pressione (che è comunq ue t utta raffreddata) e la temperatura finale del ciclo. Da Tab.S.l si noti che: • Il rendimento del ciclo Tipo di ciclo (TIT=1280°C) I CR I CRRH ICR è del 49.4%, un va lore rapporto compress io ne ottimale P=16 P= 42 stavolta nettamente superio49.39 50.35 re a quello dei cicli semplici; il Rendimento LHV 438.1 619.5 ciclo ICRRH permette un Lavoro specifico, kJ/kg Potenza elettrica, MW (G=600 kg/ s) 262.9 371.7 guadagno di un ulteriore punto di rendimento, supe- Temp. uscita compr. HP, oc 189.7 170.5 rando la soglia del 50%. Temp. ingresso l ocombustore, oc 563.6 576.3 • Nel ciclo ICRRH la ~m Temp. ingresso 2° combustore, oc 995.2 606.4 peratura di ingresso del se- Temp. gas ingresso rigeneratore, oc 593.6 280.3 299.3 condo combustore è molt o Temp. gas scarico, oc 4/ 15.9 3.5/12/42 elevata (quasi 1000°C): ciò Pressioni uscita compressori, bar 1.04 15.0 rende problematico il proget- Pressione uscita 1oturbina, bar 10.4 16.1 to del liner. Tale temperatura Portata totale raffredd . turbine, % Potenza termica rigeneratore, MWth 214 214 può essere ridotta ripartendo Efficacia rigeneratore (t.Tmin= 30°C) 0.925 0.931 il salto di pressione in modo 112 Analisi entropica: Perdite più equo : con ~HPT= ~ Compressione 1.794 3.154 questa risu lta di 780°C ma il I nterrefrigerazione 5.11 5 4 .783 rendimento scende a 47.9%. Rigenerazione 2.171 1.932 • I gas vengono scaricati Combustione 27.208 25.955 circa 300°C in entrambi i cicli, Espansione 5.510 6.578 ottenendo pertanto un recuScarico gas 9.592 8.047 pero termico non soddisfaElettromeccaniche 0.858 0.840 cente, nonostante l'elevatissima efficacia del rigenerato- Tab.S.l: Prestazioni, punti termodinamici e analisi re. La ca usa di ciò risiede entropica di un ciclo interrefrigerato e rigenerativo principalmente nel già di- (ICR) e di uno con doppia interrefrigerazione, rigescusso sbilanciamento delle nerazione e ricombustione (ICRRH). capacità termiche delle due correnti gassose: mentre il LH sul lato caldo è di 30°C, quello sul lato freddo risulta di ben 120°C nel ciclo ICRRH. • L'analisi entropica riportata nella tabella mostra che : (i) le perdite legate all'intercooling sono consistenti (5 punti); (ii) il rigeneratore, nonost ant e l'alti ssima efficacia, è sede di cir ca 2 punti di perdite, sia per la perdita di carico che per l'ampio LlTce; (iii) le perdite per lo scarico dei gas caldi all'ambient e sono ancora elevate (8+10 punti), ma risultano assai ridotte rispetto al ciclo semplice . Le prospettive di questi cicli sono pertanto interessanti, conciHando miglioramenti sia di lavoro specifico che di rendiment o. I l prezzo da pagare rispetto al ciclo semplice è relativo all'aggiunta di scambiatori costosi, ingombranti e di difficile rea-


i risulnzioni di di attecella rige-'sultati di ~ il lavoro

ICRRH 50.35 619.5 371.7 170.5 576.3 995.2 606.4 299.3 '3..5/ 12/42 15.0 16.1 214 0 .931 3.154 4.783 1.932 25.955 6.578 8.047 0.858

e analisi

5.19

lizzazione tecnologica . L'ICR è una soluzione interessante, ma il suo successo dipende in gran parte dalla possibilità di sviluppo di un rigeneratore compatto e relativamente poco costoso . Ben più complessa l'alternativa ICRRH, che richiede un grande lavoro di sviluppo relativo all'utilizzo del la ricombustione. Più in generale, il termine di riferimento per questi cicli non è il ciclo semplice, ma il ciclo combinato, a cui più ci si avvicina in termini di complicazioni impiantistiche. Infine, è utile confrontare i rendimenti illustrati dalle fig.4.19 e 4.20 (compresi tra il 54% e il 60% per le grandi potenze) con quelli qui discussi: il ciclo combinato si pone in una posizione di netta superiorità non solo rispetto ai cicli rigenerativi e interrefrigerati (che non superano mai il 45%), ma anche rispetto a configurazioni più complesse (tab.S.l). Ciò è la conseguenza di numerose aspetti, ma soprattutto della capacità del ciclo combinato di rilasciare il ca lore a temperatu ra molto prossima a quella dell'ambiente (condensazione), una caratteri stica non condivisa da nessun ciclo a gas. Inoltre le migliori prestazioni termodinamiche dei cicli combinati sono ottenute senza alcuna modifica alla turbina a gas (operazione quanto mai delicata e costosa, necessaria a realizzare i cicli discussi in questo capitolo), ma solo aggiungendo a posteriori l'impianto a vapore. Quest'ultimo risu lterà magari impegnativo e complesso, ma non aggiunge certo incognite progettuali trattandosi di macchinario ben conosciuto e tecnologicamente consolidato.

5.5 Cicli misti gas/vapore I cicli combinati finora descritti (Cap.4) sono caratterizzati da una separazione fisica tra gas e vapore (i tubi della caldaia a recupero ), che corrisponde a una ben precisa distinzione tra i due cicli termodinamici, quello con fluido in fase gassosa (aria o gas combusti) e quello con fluido in cambio di fase (acqua o vapore). E' però possibile immaginare altri tipi di ciclo in cui gas (o aria) e vapore (o acqua) vengono miscelati in determinati punti del ciclo, dando luogo a un ciclo almeno parzialmente unificato. Chiameremo questi cicli con il nome "cicli misti", per rico rdarci con tale terminologia la sostanziale differenza con i cicli combinati, nome con cui ci si riferirà solo ai cicli con separazione fisica tra la due fasi. In termini generali, i cicli misti nascono con l'intento di coniugare i vantaggi in termini di elevati rendimenti propri dei cicli combinati con i ridotti costi specifici tipici dei cicli aperti. In particolare, elemento caratterizzante è l'eliminazione di componenti importanti e costosi quali la turbina a vapore, il condensatore e i loro sottosistemi. Il grado di maturazione industriale dei cicli misti è completo solo per la configurazione più semplice con iniezione di vapore, che ga rantisce la promessa riduzione di costi ma con rendimenti significativamente inferiori a quelli dei cicli combinati. Per le altre configurazioni, sicuramente più efficienti ma piuttosto complesse (ISTIG, RWI, HAT, di cui parlerà nel seguito) non esistono ad oggi realizzazioni industriali su cui basare una stima dei reali costi di impianto e quind i istituire un confronto completo con il ciclo combinato. Vista la modesta penetrazione di queste tecnologie nell'attuale mercato, il peso della trattazione dei cicli misti sarà limitato alle informazioni più important i, sufficienti tuttavia a comprenderne i concetti di funzionamento e le eventuali potenzialità applicative.

5.5. 1 Il ciclo con iniezione di vapore La più semplice configurazione di ciclo misto prevede la generazione di vapore in una caldaia a recupero (del tutto simile a quelle descritte in 4 .2) e la sua iniezione nella camera di combustione della turbina a gas (fig.5 .23) . Questo ciclo è


5.20

commercialmente noto Vapore con l'acronimo STIG iniettato (STeam Injected Gas turbine - marchio registrato da GE) o come ciclo Cheng, dal nome TG del detentore del brevett o fondamentale per la sua realizzazione. Il vapore deve HRSG Imp. tratt. acqua 1--- - - - - - - ' essere prodotto a una pressione sufficiente all 'iniezione nel combustore, Fig.5.23: Schema di impianto di un ciclo a gas con quindi come minimo a iniezione di vapore (STIG), nella sua forma più semplil. 25+1.4 volte la pres- ce raeneratore di vaoore mono-livel/o). sione massima del ciclo a gas. Questi viene iniettato sia nella zona del combustore esterna al liner (fig.2. 7), sia miscelato con il combustibile (gas naturale) attraverso gli ugelli del combustibile stesso : quest'ultima modalità ha l'effetto, importantissimo, di ridurre la temperatura della fiamma nella zona primaria e quindi di contenere drasticamente le emissio2 ni di ossidi di azoto • I l vapore viene quindi riscaldato dalla combustione fino alle temperature t ipiche delle turbine a gas, espanso nella stessa turbina della macchina a gas e scaricato a pressione ambiente, dopo aver attraversato I'HRSG per il recupero termico. La semplificazione dello schema impiantistico rispetto a un ciclo combinato è evidente, mancando del tutto l'espansore del vapore e il condensatore; rispetto a un ciclo semplice è necessaria l'aggiunta di una caldaia a recupero, componente peraltro non particolarmente costoso e comunque già presente in un impianto di cogenerazione. E' tuttavia naturale chiedersi : una turbina a gas, se derivata da un'unità sviluppata in ciclo semplice, può impunemente sopportare l'iniezione di una consistente portata di vapore? La risposta deve articolarsi su tre punti:

i

•

La qualità del vapore iniettato deve essere ottima, in termini di contenuto di elementi che potrebbero causare incrostazioni sulla turbina e sul combustore o aggressione chimica alle alte temperature. La presenza di sali e ossidi (contenenti Cl, Na, K, Pb, V, Ca, Mg, Si, S, etc.) deve pertanto essere ridotta a livelli trascurabili: per esempio GE specifica un contenuto totale di solidi disciolti inferiore a 200 ppb (parti per miliardo). In altre parole è necessario un ottimo impianto di demineralizzazione dell'acqua di alimento della caldaia, elemento che contribuisce a una certa lievitazione dei costi di impianto. La portata di vapore immessa, aggiunta a quella di aria, comporta un aumento notevole della portata in turbina rispetto all'utilizzo in ciclo semplice. In v irtù del l'eq .3.6, a ciò corrisponde un aumento della pressione in ingresso e quindi del rapporto di compressione del ciclo, a meno che non si preveda di modificare la sezione di passaggio degli ugelli della tu rbina. Se, come spesso accade, tale modifica non è accettabile per motivi costruttivi e di costo, occor-

' 2

Il meccanismo sarà discusso al Cap.7; è però importante rilevare che l'iniezione di vapore viene spesso praticata col solo scopo di ridurre la formazione di NOx. In- questo caso, la quantità di vapore necessaria è decisamente inferiore a quella producibile dalla caldaia a recupero (è sufficiente una portata di vapore pari a l-c2 volt e quella di combustibile), per cui non è proprio parlare di ciclo STIG se l'iniezione di vapore resta entro questi valori.

combinati


•

5.21

re verificare che tale aumento di ~ sia compatibile con i limiti di stalla del compressore: di fatto, il margine di stalla è sufficientemente ampio solo per le macchine aero-derivative, limitando la potenziale diffusione dei cicli STIG . Infine bisogna verificare che il notevole aumento di potenza della macchina sia sopportato in termini di sollecitazioni meccaniche dalla struttura (albero, cuscinetti, riduttore, etc.).

Chiariti tali aspetti di carattere tecnico e funzionale, andiamo a considerare le prestazioni (rendimento e lavoro specifico) dei cicli STIG. Dal punto di vista del primo principio, è evidente che, rispetto a un ciclo semplice, si verifica una drastica riduzione del calore sensibile dissipato dai gas di scarico, essendo questo in gran parte riutilizzato per la generazione di vapore; tuttavia, occorre tener presente che l'acqua introdotta nel ciclo viene poi scaricata in forma di vapore, con dispersione del calore di evaporazione relativo. Questo effetto è presente anche nei cicli combinati, in quanto il flusso di calore uscente dal ciclo è determinato, oltre che dalla piccola frazione dovuta al non completo recupero dai gas, dal raffreddamento del conden satore del ciclo a vapore. Pertanto il primo principio non è in grado di stabilire con precisione delle differenze tra i due tipi di ciclo. Nell'analisi di secondo principio (per il cui approfondimento si rimanda alla letteratura specializzata 3 ) compare invece una importante perdita, causata dall'irreversibilità nel processo di miscelamento tra aria e vapore (vedi in appendice A2, par.A2.5), del tutto assente nei cicli combinati. Questa perdita corrisponde al mancato lavoro utile ottenibile idealmente dall'espansione isoterma dei due gas tra la pressione totale e la pressione parziale a cui si trovano dopo il miscelamento, oltre ad un ulteriore effetto "termico" presente se i due gas non sono alla stessa temperatura. Inoltre, l'abbondante presenza di vapore nei gas sca ricati al camino comporta la perdita di un'altra quantità di lavoro utile, che sarebbe estraibile con un ciclo reversibile che sfruttasse come sorgente termica il calore reso disponibile dalla condensazione di tali gas di scarico. La temperatura a cui tale condensazione sarebbe possibile dipende dalla pressione parziale del vapore (quindi dalla sua frazione molare e, in ultima analisi, dalla quantità relativa di vapore iniettato) e varia durante la condensazione stessa (a causa della minor pressione parziale causata dalla progressiva sottrazione del liquido già condensato). Si può comunque affermare che la condensazione si verifica normalmente a partire da 50+60°C, in condizioni di equilibrio: si tratta di temperature basse per la conversione termodinamica, ma la quantità di calore associata è notevole (50+60% del calore introdotto nel ciclo) per cui la perdita exergetica allo scarico è comunq ue rilevante. Queste due perdite, ai sensi del secondo principio, sono classiche dei cicli misti (seppure in varia misura) e sono assenti nei cicli combinati, dove non avviene né miscelamento né scarico di vapore in atmosfera . In questi ultimi infatti il calore è rilasciato alla temperatura di condensazione, che è costante e può essere abbassata a piacimento nel rispetto dei vincoli tecnico-economici di dimensionamento del condensatore. Pertanto, svolgendo i calcoli dei cicli nelle stesse ipotesi delineate in Tab.3.1 e 4 .3, con l'ipotesi aggiuntiva di produrre vapore a 1.3 volte la pressione di mandata del compressore, si ottengono i risultati riportati in fig.5.24, nel consueto piano lavoro utile - rendimento. Per la tecnologia di riferimento (B, con TIT=1250°C, grandi unità industriali con portata di aria di 600 kg/s), è evidente la perdita di 5+6 3

Si veda ad esempio: Macchi,E., Lozza,G., Chiesa,P., Consonni,S. "An Assessment of the Thermodynamic Performance of Mixed Gas-Steam Cyc/es. PartA: Intercooled and SteamInjected Cycles. Part B : Water-Injected and HAT Cyc/es" Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, ASME Transactions, Vol. ll7, pp.489-508, July 1995.

5.22


punti di rendimento rispetto a un ciclo combinato a due livelli di pressione. E' ancora più evidente il vantaggio r ispetto al ciclo semplice (fig.3.3), da 5 a 10 punti a seconda del rapporto di compressione : come per i cicli combinat i, i casi con bassi valori di 13 e quindi con alte temperature allo scarico ottengono miglioramenti più sostanziali a causa della maggior portata di vapore prodotto e iniettato in turbina. A questo proposito, la figura riporta la portata di acqua (e quindi di vapore) rispetto alla portata di aria del compressore (Gw/ Ga) : per quanto appena detto, questa cre sce al diminuire di 13, fino a valori del 25%, corrispondente a 13 =15, qui rit enuto il valore massimo ammissibile per consentire una combustione stabile e completa.

55

~ 1

Fig.S.24: Rendimento e lavoro specifico di cicli ad 2 livel!i \~'-~'q' B=30 ! g iniezione di vapore, __grandi un1ta, _________________ ;________ ___ ___;_ ___________ ___________ _ al variare del rap0 50 tecn.B . B= 3'0 27 24 21 porto di compres· 0 8 sione della turbina a gas, per grandi e 15 QJ !Gw/Ga=0.12:7 °· iQ-';~;86~ piccoli impianti. .~ 0.45 -- ---·----· .. ·-------+---------------------L·-------~L .......~ 0.212--\ ....... Sono riportati per i Ciclo STIG ~ i 0.249 confronto i dati di ~ j grandi unit~, tecn.B [ grandi cicli combinati a due livelli. Gw/Ga =0. 15.Ò.l?J Ipotesi di calcolo da 0.40 ---s=1a/ -1y----------- ------:----------- ------- ----~----------------------tab.3.1, 3.2 e 5.2. ~·241)111 Ciclo STIG E' indicato il rapporto tra le portate '\J--0.25: piccole uniti' tecn.C massica di acqua 0.35~--------~------------------~------~ iniettata e di aria 7 00 aspirata dal com300 400 500 6 00 pressore (Gw/Ga). Lavoro specifico, kJ/kg

0.

Cicli camb i ,.,.

!

c

:

/ ~ 15

-g

l

l

!

Sempre da fig.5.24, si noti che il lavoro specifico alla portata di aria dei cicli STIG è considerevolmente superiore a quello dei cicli combinati; rispetto al ciclo semplice, l'incremento è drastico, dal 45% a 13=30 all'SO% a 13=15. Se si pensa che a ciò corrisponde un pari incremento di potenza qualora siano rispettate le tre condizioni di fattibilità del ciclo STIG, è facile rendersi conto del notevolissimo potenziale di riduzione dei costi specifici di macchine con iniezione di vapore. Nel conf ronto con i cicli combinati, l'au mento di lavoro specifico a dispetto di una diminuzione del rendimento è giustificato dal fatto che il consumo di combustibile in un ciclo com binato unfired è lo stesso che in cicl o semplice, mentre in un ciclo STIG cresce in mbdo rilevante, dovendo fornire il ca lore necessario a riscaldare il vapore iniettato dalle condizioni di uscita dalla caldaia a recupero a quelle di ingresso nella turbina a gas (indicativamente da 400+500°C a 1250+1300°C). In fig .5.24 è riportata anche la curva relativa a piccole unità (con portata di aria di 10 kg/s, tecn.C di Tab.3.2), che mostra come macchine di pochi MW di potenza possano rag giungere rendimenti prossimi al 40%, con incrementi di rendimento e di lavoro specifico ancora più importanti percentualmente di quanto verifi cato per le grandi macch ine. In quest'ultimo punto risiede la pecu liarità più attraente dei cicli con iniezione di va pore, che è appunto la sua applicabilità a piccole turbine a gas. Infatti, una

5.23


curva di prestazioni di cicli combinati per macchine con potenza di circa 2 MW in ciclo semplice avrebbe un valore puramente accademico: la soglia minima di potenza per giustificare i costi di impianto e la complessità di gestione di un ciclo combinato è di fatto ben oltre i 20 MW, limite sotto il quale i costi specifici crescono vertiginosamente e il rendimento delle macchine a vapore scende a livelli molto bassi. Il ciclo ad iniezione di vapore diventa in queste condizioni l'unica vera alternativa per ottenere rendimenti elettrici di tutto rispetto (confrontabili a quelli di centrali a vapore con potenze superiori di due ordini di grandezza!), con costi specifici accettabili. Un esempio concreto di quanto affermato può essere ricercato in una macchina Centrax (ex GM Allison), che in ciclo semplice (mod .501-KB5) fornisce 3940 kW con f1=29%, mentre in versione STIG (mod.501- KH5) produce 6340 kW con f1=40% (app.AS). Un altro punto di forza del ciclo STIG è la sua versatilità di uso nell'impiego cogenerativo: il vapore prodotto dalla caldaia a recupero può essere inviato a un'utenza termica o alla turbina a gas, a seconda dell'andamento temporale di tale richiesta termica. E' sempre poi possibile aumentare la portata di vapore prodotto con la post-combustione per fare fronte a picchi contemporanei dell'utenza termica ed elettrica (Cap.6). Dal punto di vista impiantistico e funzionale, è comunque necessario ricordare che il consumo di acqua del ciclo STIG può in alcuni casi costituire un elemento critico, visto che normalmente non si effettua alcun recupero dai gas umidi rilasciati 4 all'am biente • Il consumo di acqua può essere facilmente calcolato dai dati di fig.5.24 mediante l'eq .S.ll:

kgw 3600·{Gw l Ga) consumo acqua[--} = - ----'-----'-'--....::..:._ _ kWh lavoro specifico [kJI kgal

(5 .11)

I valori risultanti sono compresi tra l e 2 kg/kWh, o, se si preferisce, tra 0.3 e 0.6 kg/s per MWe1. Si tratta di valori non enormi ma che presuppongono la disponibilità di una discreta risorsa di acqua, in relazione alla potenza dell'impianto. Per confronto, sono in pratica equivalenti (anzi leggermente inferiori) al consumo di acqua che si avrebbe in un ciclo combinato con il condensatore raffreddato con torre a umido. Il fattore impiantistico più rilevante, in un ciclo STIG, è determinato più che altro dalla necessità di demineralizzare accuratamente l'acqua, come già segnalato. Considerati quindi aspetti positivi e negativi, si può concludere che il ciclo a iniezione di vapore, nella versione più semplice (fig. 5.23), sia una soluzione tecnologica di grande interesse per le applicazioni cogenerative di piccola e media potenza: sono infatti operative nel mondo decine di unità di questo tipo, che operano con pieno successo. Nella pura produzione di elettricità e per potenze più importanti, il minor ren dimento rispetto ai cicli combinati, e in secondo luogo i consumi di acqua e i problemi di adattamento tecnologico delle turbine a gas, costituiscono degli elementi decisamente sfavorevoli che ne hanno ostacolato la diffusione.

4

E' tecnicamente possibile recuperare l'acqua dai gas combusti facendola condensare in uno scambiatore di calore in coda alla caldaia a recupero. I gas devono tuttavia essere raffreddati molto energicamente: si ricordi che la miscela gas vapore diviene satura a una temperatura pari alla temperatura d i saturazione corrispondente alla pressione parziale del vapore nella miscela . Il recupero totale dell'acqua iniettata richiede normalmente di spingere tale raffreddamento a circa 40°C. Il processo diviene conveniente se la notevole quantità di calore associata a tale condensazione può essere utilmente sfruttata da un'utenza di calore a bassa temperatura.

5.24


Per far fronte alle limitazioni in termini di rendimento, sono stati studiati schemi impiantistici più complessi: quello di fig .5.25, noto come ciclo ISTIG, ne è un esempio esauriente. Si tratta di un ciclo interrefrigerato (da cui la I nell'acronimo), con generazione di vapore a tre livelli di pressione: il vapore HP viene iniettato in camera di combustione, mentre quello IP e LP direttamente nella t urbina in posizioni opportune. L'interrefrigerazione permette di adottare rapporti di compressione decisamente elevati ed eventualmente di adottare TIT più alte, a parità di consumo di aria per il raffreddamento delle pale (par.5.2). La generazione di vapore a tre livelli consente un completo recupero termico dai gas di scarico, contribuendo ad aumentare il lavoro della turbina. Questo ciclo, come peraltro quelli descritti nei prossimi paragrafi, è stato sviluppato con lo scopo di ottenere potenze e rendim enti simili a quelli dei cicli combinati : è quindi dedicato alla generazione di elettricità di sca la medio/ grande. In questi impianti, come per la macchina di fig.5.16 (che è infatti offerta anche in versione con iniezione di vapore), è previsto l'impiego della parte calda di grandi turbine aeronautiche (compressore di alta pressione, combustore, primi stad i della turbina) . Si rimanda l'analisi dei risultati ottenibili dal ciclo ISTIG al par.5.5.4, per un confronto sia con i cicli combinati che con altre soluzioni appartenenti alla fa miglia dei cicli misti.

ISTIG LP

LPC

HPC

T

ll HRSG a tre livelli

Fig.5. 25 : Schema di impianto di un ciclo a gas con iniezione di vapore e compressione interrefrigerata (ISTIG), con generazione di vapore a tre livelli. LPC: compressore di bassa pressione, HPC: compressore di alta pressione, T: turbina, C: combustore, IC: intercooler, HP, lP, LP: vapore di alta, m edia e bassa pressione.

5.5 .2 Il ciclo con iniezione d'acqua Questo ciclo, da taluni chiamato RWI (Recuperated Wat er Inj ected), è una variante più sofisticata del ciclo ICR presentato al par.5.4. Nel ciclo ICR si assisteva infatti a un recupero piuttosto incompleto del calore contenuto nei gas di scarico, vuoi perché l'aria uscente dal compressore HP entrava nel rigeneratore a una temperatura abbastanza elevata, vuoi perché la capacità termica delle due correnti nel rigeneratore era fortemente sbilanciata a favore dei gas combusti. Nel ciclo RWI (fig.5 .26) si cerca di ovviare a tali inconvenienti miscelando l'aria uscente dal compressore HP con una rilevante quantità di acqua. Così facendo si ottiene anzitutto un brusco abbassamento della temperatura della miscela aria-acqua entrante nel rigeneratore, in quanto l'evaporazione dell'acqua fino alle condizioni di saturazione assorbe ca lore sensibile dalla corrente gassosa. Inoltre si fa in modo che t ale miscela sia sovra-satura, cioè che contenga anche acqua allo stato liquido. Il rigeneratore deve perciò risca ldare un fl usso a bassa temperatura e provvedere al calore necessa ri o all'evaporazione della frazione liquida: è così possibile ottenere un recu -

5.5 --a a-e s :c


5.25

pero termico completo dai gas di scarico, bilanciando le capacità termiche delle due correnti mediante l'addizione di questa fase evaporativa . L'ottimizzazione del ciclo suggerisce poi di preriscaldare l'acqua di iniezione con il primo intercooler e con un economizzatore finale sui gas di scarico (fig .5.26). Anche in questo caso rimandiamo l'analisi dei risultati ottenibi li dal ciclo RWI (che peraltro non ha mai avuto applicazioni pratiche) al par.S .5.4.

Fig.5 .26 : Schema di impianto di un ciclo a gas con iniezione di acqua, rigenerativo e interrefrigerato (RWI). LPC, HPC: compressori di bassa e alta pressione, T: turbina, C: combustore, IC1, IC2: intercoolers, R: rigeneratore, Eco: economizzatore finale, M: miscelatore aria/acqua, mu: reintegro acqua.

5.5.3 Il ciclo "umid ificato" (HAT) Il ciclo HAT (Humid Air Turbine) è un'ulteriore evoluzione del ciclo RWI e ha una configurazione impiantistica piuttosto complessa (fig .5.27) . L'elemento peculiare dell'impianto è il saturatore S: in questo componente si assiste a una progressiva saturazione dell'aria uscente dal compressore HP con acqua che è stata preriscaldata (a temperature piuttosto elevate, attorno ai 250°C) nell'intercooler IC1 che segue il compressore LP, nell'aftercooler ACl che segue il compressore HP e in un economizzatore (ECO) posto sui gas di scarico. Il saturatore sostituisce pertanto il miscelatore M del ciclo RWI, con un processo termodinamicamente più raffinato: mentre in M le due correnti sono semplicemente miscelate, in S si verifica un processo di progressivo e contemporaneo scambio di calore e di massa tra due flussi in controcorrente. Infatti, seguendo il flusso d'aria si assiste dapprima alla saturazione adiabatica, seguita da un risca ldamento con progressiva umidificazione dell 'aria, caratterizzata da ridottissime irreversibilità, visto che si tratta di aggiungere acqua a una miscela già satura sotto LH molto piccoli. Pertanto l'acqua, a diretto contatto col flusso d'aria, si raffredda ed evapora cedendo calore e massa all'aria in condizioni sempre vicine all'equilibrio della miscela acqua-aria. In definitiva, il saturatore permette di trasferire ingenti quantità di calore a bassa temperatura dagli interrefrigeratori e dai gas di scarico (via l'economizzatore) all 'aria di alimento del ciclo a gas, riutilizzando all' interno del ciclo quelle quote di ca lore che andrebbero perse nell'ambiente per esempio in un ciclo ICR. Il ciclo è rigenerativo: il calore ad alta temperatura proprio dei gas uscenti dalla turbina viene trasferito all'aria calda e umidificata uscente dal saturatore; la temperatura relativamente elevata dei gas combusti all'uscita dal rigeneratore (circa 300°C) non è un problema come in altri cicli, poiché l'economizzatore realizza un

5.26


ulteriore e decisivo recupero termico . Nello schema di impianto sono anche presenti gli scambiatori IC2 e AC2 per preriscaldare l'acqua di reintegro del ciclo, ed è previsto un sistema di riscaldamento del combustibile.

#

HAT

Eco

Fig.S.27: Schema di impianto di un ciclo a gas con saturazione, rigenerativo e interrefrigerato (HA T), con prerisca/damento del combustibile. LPC, HPC: compressori di bassa e alta pressione, T: turbina, C: combustore, !Cl, IC2, IC3: intercoolers, ACf, ACl, AC2, AC3: aftercoolers, R: rigeneratore, Eco: economizzatore, 5: saturatore aria/acqua, FH: tue/ heater, mu: reintegro acqua.

5.5.4 Prestazioni e confronti La tab.5.2 contiene i valori più realistici delle previsioni di rendimento e lavoro specifico, in corrispondenza dei rapporti di compressione ottimi ivi segnalati, dei cicli misti avanzati descritti nei precedenti paragrafi, a confronto con quelle dei cicli combinati. Le stime sono relative a due valori di TIT, rappresentativi uno della tecnologia consolidata (1250°C) e l'altro della tecnologia più avanzata per le turbine a gas, supposta pari a 1400°C per i cicli combinati e a lSOooc per quelli misti. La ragione di questo divario può risiedere nel fatto che i cicli misti sono interrefrigerati e hanno pertanto a disposizione aria di raffreddamento a temperature contenute, che rende teoricamente possibile un aumento di TIT a pari tecnologia di raffreddamento. Peraltro lo scopo della discussione è di capire le potenzialità dei cicli m isti anche nel caso, magari ottimistico, che possano davvero consentire tutti i vantaggi teoricamente prevedibili, rimandando le necessarie verifiche progettuali. I valori riportati nella tab.5.2 sono quindi derivati da investigazioni teoriche (non essendovi realizzazioni pratiche di tali cicli) in parte svolte dall'autore (si veda la referenza prima citata) e in parte ricavate dalla letteratura tecnica disponibile. Si noti anzitutto che il rendimento dei cicli combinati, nella loro configurazione più efficiente, resta sostanzialmente il più elevato: solo il ciclo HAT riesce ad ottenere valori molto simili. Pur senza entrare nel dettaglio di un'analisi approfondita/ le irreversibi lità tipiche del ciclo ad iniezione di vapore (miscelamento aria/vapore e rilascio di gas umidi all'ambiente) permangono anche nel ciclo ISTIG e, in misura solo leggermente minore, nel ciclo RWI. Il ciclo HAT risulta superiore

5.27


perché il processo di saturazione (o meglio l'introduzione di calore e massa nella miscela satura) è molto prossimo alla reversibilità; permane tuttavia il rilascio di gas umidi all'ambiente. Ad alte TIT, mentre il ciclo combinato continua a migliorare la sua qualità con la produzione di vapore in condizioni sempre più favorevoli, nel ciclo HAT aumenta l'irreversibilità nel rigeneratore, che soffre sempre dello sbilanciamento delle capacità termiche. Sempre ad alte TIT è da notare che i cicli ISTIG e HAT richiedono rapporti di compressione più elevati di quelli massimi oggi usati nelle turbin e a gas. Il lavoro specifico dei cicli misti è particolarmente elevato, specie per i cicli HAT, a causa dell'aumento di lavoro della turbina per effetto delle rilevanti quantità di acqua iniettate (18720%) e della contemporanea diminuzione del lavoro di compressione consentita dall'interrefrigerazione.

Tab.S.2: Confronto tra le prestazioni di cicli combinati e cicli misti Tipo di ciclo

la vO-

CC (3LR) fig.4.15

ISTIG fig.5.25

RWI fig.5.26

HAT fig.5.27

TIT=1250°C 13 ottimo Rendimento, % Lavoro spec., kJ/kga

15721 54+55 530+580

30742 50751 550+590

18724 52753 510+560

24730 54+ 55 6007640

TIT=1500°C (CC=1400) 13 ottimo Rendimento, % Lavoro spec., kJ/kga

18+24 58+59 620+680

40+50 52753 740+780

27+36 54+ 55 7007750

40+55 56+ 57 830+890

Il lettore tenga comunque presente che le stime di tab.5.2 sono soggette a un certo grado di arbitrarietà, in quanto le assunzioni nel calcolo dei cicli (es: efficienza degli scambiatori di calore, perdite di carico, etc.) possono avere conseguenze di un certo peso nella stima delle prestazioni. E' però opinione consolidata che il ciclo HAT sia l'unica alternativa ad oggi studiata in grado di ottenere rendimenti confrontabili con quelli dei cicli combinati. Le possibilità di affermazione a livello industriale dei cicli HAT dovrebbero risiedere principalmente in una riduzione di costi specifici: è però da ricordare che l'eliminazione del ciclo a vapore a recupero viene compensata con organi di scambio termico tutt'altro che trascurabili (saturatore, rigeneratore, interrefrigeratori) e permane il consumo di acqua con il relativo impianto di trattamento. Inoltre è impensabile adattare macchine esistenti all'impiego in ciclo HAT, visto l'aumento di potenza conseguente all'aumento di lavoro specifico (fino a 3 volt e quello di un ciclo semplice!): ciò significa che bisogna sviluppare unità dedicate a questo scopo, con costi di ricerca e sviluppo enormi anche per le possibilità dei grandi gruppi industriali del settore. Assieme alle macchine, bisogna anche sviluppare sistemi di controllo e regolazione dell'impianto del tutto nuovi e acquisire l'esperienza operativa necessaria. In pratica, si crea una situazione di "impasse" del tipo: non si realizzano impianti dimostrativi perché non c'è un mercato sicuro su cui ripartire gli investimenti ad essi relativi, non c'è mercato perché non ci sono impianti funzionanti a fornire adeguate garanzie. E' un circolo vizioso non inusuale nella competizione tra tecnologie nuove e tecnologie collaudate (in questo caso i çicli combinati), da cui si può uscire solo quando la tecnologia innovativa comporta forti e indiscutibili vantaggi, almeno potenziali, cosa che al momento non sembra avvenire per i cicli HAT.

Turb; .-e

LE

6.1


Capitolo 6

LE TURBINE A GAS E LA COGENERAZIONE

Le turbine a gas e i cicli combinati sono largament e utilizzati non solo per la pura produzione di energia elettromeccanica, a cui abbiamo rivolto sinora le nostre attenzioni, ma anche per la cogenerazione. La cogenerazione è definita come produzione combinata di elettricità e di calore, entrambi intesi come effetti utili, con un processo in cascata. La precisazione concernente l'utilità del calore è necessaria, in quanto qualsiasi motore termodinamico produce calore, come risultato dell'incompleta conversione in potenza meccanica della potenza termica entrante nel ciclo. In questo contesto, la turbina a gas non può che trovare una naturale appl icazione, essendo un motore termico che rilascia gas ad alta temperatura, dai quali è facile recuperare utilmente calore, come abbiamo diffusamente visto al Cap.4. In questa sezione non affronteremo l'intera tematica della cogenerazione (anche se in 6.1 ne verranno richiamati i concetti fondamentali e i parametri di valutazione), ma, coerentemente con il tema del testo, ci limiteremo ad approfondire gli aspetti tecnologici e operativi delle turbine a gas, quando utilizzate come motore primo per la cogenerazione. Seguirà una trattazione delle "microturbine a gas", il cui impiego nell'ambito della generazione diffusa è strettamente legato alla cogenerazione.

6.1 Aspetti generali e indici di valutazione Il processo in cascata a cui fa riferimento la definizione di cogenerazione comprende essenzialmente due casistiche (fig .6.1): quella "topping", in cui la produzione elettrica è effettuata con un ciclo termodinamico ad alta temperatura e quella termica è conseguente al rilascio di calore dal ciclo, e quella "bottoming", in cui il calore entrante nel ciclo di potenza è il cascame di un utilizzatore di calore ad alta temperatura. Non vi sono dubbi che i sistemi basati sulle turbine a gas appart engano esclusivamente alla prima categoria, visti i livelli di temperatura a cui operano queste macchine. Nel riferimento "topping" la fonte primaria di energia è costituita da un combustibile, caso a cui faremo invariabilmente riferimento. Pertanto, in tale sistema cogenerativo esistono schematicamente qt.,Jattro flussi energetici rilevanti che attraversano la frontiera tra il sistema e l'ambiente (fig. 6.2): l. la potenza termica sviluppata dalla combustione completa del combustibile immesso nell'impianto, che chiameremo F (di norma con riferimento LHV) ; 2. la potenza elettrica netta W, primo effetto utile; 3. la potenza termica utile netta Qu, secondo effetto utile; 4. la potenza termica dispersa Qdiss, che chiude il bilancio di primo principio del sistema (F = W+Qu+Qd;ss), somma di varie dispersioni che possono essere allocate in diversi processi presenti nel sistema.


6.2

BOTIOMING Fig.6.1: Concetti di cogenerazione "topping" e "bottoming ". I sistemi con turbina a gas appartengono alla prima categoria.

Calore disponibile con il recupero termico

F (combustibile)

W (elettricità) Qdiss

l l

l l PERDITE

~ .!_r~n!!__e.!:_a_9~ ~~e_121~ _

Qu (calore utile)

Fig.6.2: Principali flussi energetici in un sistema di cogenerazione topping.

t

J EFFETTI UTILI

La definizione di un "rendimento" di un sistema cogenerativo non è operazione univoca/ poiché 1 a fronte di una spesa energetica rappresentata da F1 v i sono due effetti utili W e Qu 1 che hanno diverso valore termodinamico ed economico e possono essere "pesati" in modo diverso (il problema non si pone invece in una centrale elettrica/ essendo presente un unico e ben determinato effetto utile/ ovvero W). Anzitutto 1 bisogna dire che indici che tengono conto di solo due dei tre flussi energetici W 1 Qu e F non possono essere considerati "rendimenti" in senso proprio 1 ma appunto solo "indici" 1 utili per stabilire certe caratteristiche dell'impianto ma non certo in grado di attribuirgli un merito. Questi sono il rendimento elettrico f1EL 1 il rendimento termico flTH e l'indice elettrico Ie: 17EL =

w F ;

w

Q 17TH =

):

;

IE

=

Qu

(6.1 )

Per t ener conto di entrambi gli effetti utili 1 è naturale definire un "rendimento di primo principio" 1 come:

"h =

W+Qu

F

= 17EL +77TH

(6.2)

Questo rend imento ha però il difetto di attribuire lo stesso valore a elettricità e calore/ approccio lacunoso sia dal punto di vista energetico (vedi appJ=ndice A2) che da quello economico. E1 però un numero sicuramente utile in termini quantitativi1 da guardare come un indice più che come un rendimento: viene spesso chiamato "fattore di utilizzo del combustibile" . Per valutare diversamente i due beni prodotti

6.3


è possibile riferirsi a un "rendimento di secondo principio", definito come:

_ W+Qu· (1-To i Tx) 17uF

(6.3)

in cui il calore è pesato con il suo equivalente meccanico, intendendo come Tx la temperatura media è cui è reso disponibile il calore (si noti che rispetto alla definizione data in eq.A2.18 la (6.3) presenta a denominatore I'LHV del combustibile invece che il lavoro reversibile, per maggior semplicità operativa e per rendere più facile il confronto con altri indici). Tutta via tl n, seppure ineccepibile dal punto di vista termodinamico, ha in genere il difetto opposto a t'li, cioè quello di attribuire un valore in genere troppo basso al calore utile (soprattutto per valori di Tx mediobassi), che spesso non rende giustizia alla opportunità energetica di effettuare la cogenerazione. Possiamo giustificare questa affermazione se ci ricordiamo che in un processo non cogenerativo il calore utile sarebbe presumibilmente prodotto in una caldaia convenzionale, bruciando del combustibile in quantità indipendente dal livello termico a cui viene prodotto il calore: di fatto il risparmio di combustibile ottenuto con la cogenerazione è indipendente da Tx! Pertanto, flu può essere inteso come un indice della validità delle trasformazioni interne all'impianto, ma nulla ci dice sulla convenienza dell'operazione rispetto a quanto avviene con i modi normali (non cogenerativi) di produzione dei beni energetici utili. Conseguentemente, per esprimere con un unico indice la qua lità termodinamica di un'operazione di cogenerazione, conviene operare un confronto tra i consumi energetici del nostro impianto e quelli che si avrebbero producendo gli stessi beni in assenza di cogenerazione. I flussi di combustibile chiamati in causa sono illustrati in fig.6.3. GENERAZIONE SEPARATA

COGENERAZIONE

F'

---w

wCENTRALE ~'---- Fwc= 11 EL,C ELETTRICA

w~

IMPIANTO COGENERATIVO---

Qu~ Qu

"-1

stessi effetti utili

l

_Qy_ CALDAIA ~ FQc = 11 · · TH,C

Fig.6.3: Confronto dei flussi energetici necessari a soddisfare la stessa utenza con un sistema cogenerativo e con la generazione separata dell'elettricità e del calore. Introduciamo le potenze Fwc, necessaria a produrre W in una centrale elettrica con rendimento tlEL,c, e Fqc, necessaria a produrre Qu in una caldaia convenzionale con rendimento llTH,c (il pedice C ci ricorda che si tratta del processo "convenzionale", ovvero della generazione separata). Chiamando Fc la loro somma (Fc= Fwc+FQc), è allora possibile definire un "indice di risparmio energetico" IRE come:

IRE

=

F c- F Fc

=

l-

F F wc+ F wQ

=

1- ____F_ _ __

Wl

1J EL,C + Q U l 1JTH ,C

(6.4)

Questo indice esprime chiaramente quanto combustibile abbiamo risparmiato utilizzando la cogenerazione rispetto alla produzione separata degli stessi beni. E' quindi

6.4


il riferimento più opportuno per valutare la convenienza energetica in termini globali di un processo cogenerativo. A questo concetto si ispirano altri indici utilizzati nelle applicazioni, come il "rendimento di produzione elettrica" r]PE, cioè :

7JPE =

w

w

F-FQc

F - Qu i 7JTH,C

(6.5)

(detto anche "rendimento di Ecabert'') che attribuisce alla produzione elettrica solo la quota di combustibile in più rispetto alla produzione termica con una caldaia. fl PE è facilmente confrontabile con flEL,c, stabilendo come la cogenerazione consenta di produrre elettricità con un rendimento superiore alle centrali puramente elettriche: si noti che in certi casi fl PE può raggiungere valori non molto inferiori all'unità (per esempio nelle centrali a vapore a contropressione). Ha però il difetto di non dire nulla sulla quantità di elettricità prodotta in più rispetto alla normale produzione di 1 calore e ricercare una sua massimizzazione può risultare deviante. L'IRE va quindi visto come il parametro più significativo per valutare i risparmi energetici conseguibili con la cogenerazione. Da un confronto tra la modalità cogenerativa e quella separata per produrre gli stessi beni energetici, può anche essere compreso più correttamente il motivo per cui la cogenerazione ha superiori caratteristiche termodinamiche e, quindi, può davvero consentire risparmi energetici significativi. Infatti, in un processo non cogenerativo il calore utile viene prodotto in una caldaia, consumando del combustibile con un rendimento di primo principio magari elevato, ma con una forte distruzione di exergia (il processo è fortemente irreversibile perché si degrada a calore a bassa temperat ura l'exergia del combustibile). La produzione termica in un impianto cogenerativo avviene invece con irreversibilità molto limitate, essendo in esso interposto, tra il combustibile e la generazione di calore, il ciclo di potenza, il quale è in grado di sfruttare il calore ad elevata temperatura per produrre potenza meccanica. Nella valutazione di IRE si pone il problema di stabilire i valori di riferimento di flEL,c e flTH,c. Esistono due linee di tendenza: Dare ad essi i valori medi di esercizio delle caldaie e delle centrali elettriche, riscontrati su un parco medio di riferimento, eventualmente differenziati a seconda del combustibile considerato: per 'lEL,c si può considerare il rendimento medio delle centrali termoelettriche nazionali (tab.6.4, a cui aggiungere le perdite della rete), che vale dal 34 al 36% per carbone o petrolio e 43% per gas naturale; per le caldaie i valori possono variare tra 0.65 e 0.9, a seconda che ci si riferisca al riscaldamento urbano o a utilizzi industriali, in relazione alla potenza termica e allo stato di manutenzione; Dare ad essi i valori massimi ottenibili con la miglior tecnologia oggi disponibile, valori che potrebbero essere (ad esempio) dell'ordine del 42-44% per carbone e petrolio e del 54-56% per il gas naturale (cicli combinati). Il primo approccio permette di quantificare i risparm i ottenibili rispetto alla situa1

A poco serve produrre una minim a quantità di elettricità in agg iunta a una grande quantità di calore, anche se questa poca elettricità è prodotta con un ridotto consumo marginale di combustibile. Per capire meglio, data una certa utenza termica da servire con la cogenerazione pari a 100, sarebbe meglio produrre 100 di elettricità con T]PE pari al 70% che produrre 10 con T]PE pari al 90% (perché i restanti 90 sarebbero prodotti dalle centrali non cogenerative con rendimenti inferiori!). Questo semplice concetto non è però condiviso da molti, che guardano a T]PE come al parametro più significativo.

6.5


zione esistente, il secondo confronta la via cogenerativa con quella tra dizionale qualora ci si riferisca a nuovi impianti e progetti, soprattutto se alimentati a gas naturale, come di solito avviene nella pratica della cogenerazione. La materia è di competenza del legislatore, in particolare dell' Autorità per l'energia elettrica e il gas- AEEG. In passato ( 1992) i valori di riferimento erano stati stabiliti dal decreto CIP 6/92 in un "indice energetico" (Ien), formalmente diverso dall'IRE ma con lo stesso significato concettuale, ponendoli pari a 0.51 per flet,c (con chiaro riferimento a un buon ciclo combinato di allora ) e a 0.90 per flrH,c=0.90. Bisogna però notare che l'IRE (come lo Ien) è definito utilizzando i rendimenti rife riti all'energia netta nell'esercizio annuale e non alle potenze di progetto come formalmente enunciati sinora: peraltro, tutti gli indici definiti da (6.1) a (6.5) possono essere basati sull 'energia prodotta o consumata in un certo periodo, piuttosto che sulle potenze. Più recentemente, I'AEEG con la delibera 42/02 ha perfezionato la definizione di IRE come segue:

IRE=l------------F__________ +

W 77 EL,C . P

+

Q u,cw 77TH ,C,C!V

(6 .6)

Q u,IND 77TH ,C,IND

dove, rispetto alla (6.4), notiamo che: (i) f1eL,c è stabilito in funzione della potenza dell'impianto oltre che del t ipo di combustibile, come da tab.6.1, ( ii) p è un fattore che tiene conto delle perdite di rete, (iii) è introdotta una differenziazione tra energia termica usata nel settore civile (Qu,Civ), a cui è asseg nato un rendimento di riferimento flTH,c,Civ posto uguale a 0.8, e quella usata nel settore industriale (Qu,INo), a cui è assegnato un rendimento di riferimento flrH,c,INo posto uguale a 0.9. L'IRE così calcolato deve essere superiore al 10% per le sezion i di nuova realizzazione, al 5% per le sezioni esistenti e a 8% per i ripotenziamenti.

Tab.6.1: Rendimenti elettrici di riferimento (f1EL,c) e valori di perdite di rete (p) per la determinazione dell'IRE (eq.6.6) ai sensi della delibera 42/02 deii'AEEG. g as naturale,

GPL, GNL, Taglia di riferimento ::;; l MWe 1 -:- 10 MWe 10 -:- 25 MWe 2S + SO MWe SO + 100 MWe 100 -:- 200 MWe 200-:-300 MWe 300 + 500 MWe > 500 MWe

gasolio

olio combustibile

0.38 0.40 0.43 0.46 0.49 O.S1 0 .53

o.ss 0.55

Livello di t ensione cui è allacciata la sezione BT ( bassa tensione) MT (media tensione) AT/AAT (a lta e altissima t ensione)

combustibili solidi rifiuti solidi orgafossili, petcoke, nici, inorganici e orimulsion biomasse

0.3S 0 .36 0.38 0.39 0.39 0.39 0.39 0.41 0.43

0 .33 0.34 0.36 0.37 0.37 0.37 0.37 0.39 0.41

0 .23 0 .2S 0 .27 0 .27 0 .27 0 .27 0.27 0.27 0.27

Energia immessa in rete

Energia autoconsum ata

l - 4.3/100 l - 2.8/100

l - 6 .S/ 100 l - 4.3/ 100 l - ·2.8/ 100

l


6.6

Tab.6.2; Produzione di elettricità in Italia nel 2004, in GWh (fonte: GRTN). Produzione totale lorda Produzione t ermoelettrica Produzione idroelettrica Produzione eolica, geotermica, fotovoltaica Energia destinata ai servizi della produzione Produzione totale netta Produzione destinata ai pompaggi Saldo import/export estero Fabbisogno

300370 244375 48730 7265 13723 286647 10308 45635 321974

Tab.6.3: Produzione term6elettrica netta [GWh] in Italia nel 2003 (fonte: GRTN). Legenda: 5: solidi (carbon e, lignite), GN: gas naturale, GD: gas derivati (acciaieria, altoforno, cokeria) , PP: prodotti petroliferi (olio, orimulsion, disti llati), ACS: a ltri combustibili solidi (t ar, catrame,etc. ), ACG: altri combustibili gassosi.

s

GN

GD

pp

Impianti con sola produzione di energia elettrica 234 Combustione interna 19 256 Turbine a gas 8013 502 Vapore condensazione 34922 33981 1410 50923 Cicli combinati 26291 732 52414 Total e sola prod.el. 34922 68521 1429 Impianti di cogenerazione Combustione interna Turbine a gas Cicli combinati Vapore contropressione 535 Vapore condensazione Totale cogenerazione 535 Totale

1317 4239 33897 2277 2693 44424

166 3271 11 236 3684

100 499 2199 1529 4 759 9087

35457 112945

5113

61501

ACS 29 1513 l

1543

ACG

1385 8569 1 22749 27025 899 159728 845 54

65 4 9165 641 1769 11575 1 3118

Totale

21 78 167

1645 4742 48533 5013 9536 69472

1066 229200

Tab.6.4: Rendimenti netti medi (TJPE per impianti di cogenerazione) nella produzione termoelettrica netta in Italia nel 2003 (fonte:GRTN) . Legenda come tab.6.3.

s

GN

GO

pp

Impianti con sola produzione di energia elettrica Combustione interna 32.21 36.30 35.06 Turbine a gas 32.63 32.36 Vapore condensazione 41.55 34. 10 31.47 36.29 Cicli co mbinati 52.41 44.35 Totale sola prod.el. 34.10 43.57 3 1.51 36.32 Impianti di cogenerazione Combustione interna Turbi ne a gas Cicli combinati Vapore contropressione 67.45 Vapo re condensazione Totale cogenerazione 67.45

61.52 60. 18 48.15 66.98 39.76 49.51

Totale

45.72

34.36

65.45

ACS

ACG

Totale

9.31

32.67 24.73

31.35 32.54 36.39 52.15 38.05

18 .39 18.04

32.05

42.85 77.62 25.44 41.73

4 4 .33 69.64 45.99 69.24 36.10 43.04

41.25 34.48 57.10 36.26 31.82 49.51

50.03 - 44.03 43.26

59.35 61.04 49.11 60.95 35.82 48.18

38.26

37.18

41.09

33.41

40.64


6.7

Per dare un'idea precisa del peso della cogenerazione in Italia e dei tipi di impianto e di combustibile con cui essa è realizzata, a confronto con gli impianti di sola produzione elettrica, si faccia riferimento alle Tab.6.2, 6.3 e 6.4, che riportano i dati pubblicati dal GRTN (Gestore della Rete di Trasmissione Nazionale) relativi al 2003 (2004 per tab.6.2). Da queste si può notare come:

·GRTN). altoforli solidi

•

I l 30% circa della produzione termoelettrica avviene per via cogenerativa, una percentuale assai rilevante. Il peso delle turbine a gas e dei cicli combinati è di poco superiore al 20% nella sola produzione elettrica (ma è una quota in forte crescita, con 2 l'entrata in esercizio dei nuovi impianti ), mentre è circa dell'SO% in ambito cogenerativo, togliendo ogni dubbio sulla tecnologia vincente. I rendimenti (l'JPE per gli impianti di cogenerazione - tab.6.4) mostrano in generale ampi margini di miglioramento, sia per il parco cogenerativo che 3 per quello solo elettrico •

6.2 Turbina a gas con recupero semplice 1385 8569 122749 27025 159728 1645 4742 48533 5013 9536 69472

31.35 32.54 36.39 52.15 38.05

La turbina a gas in ciclo semplice è un motore costituzionalmente molto adatto per la cogenerazione: dai suoi gas combusti è tecnicamente agevole recuperare calore, da usare ut ilmente in un processo industria le o per qualsiasi scopo termico, mediante una caldaia a recupero o, in certi casi, mediante un utilizzo diretto dei gas (es: forni industriali ad alta temperatura ). Nel caso di produzione di vapore (fluido di larghissimo impiego in campo industriale come vettore termico), la caldaia a recupero ha esattamente le stesse caratteristiche viste per i cicli combinati (par.4.2); nel caso di produzione di acqua calda o olio diatermico o altri fluidi senza cambio di fase la disposizione è ancora più semplice, consistendo in un unico fascio tubiero. Il recupero termico non altera le prestazioni elettriche della turbina a gas, se non per la piccola quota dovuta alle perdite di carico dei gas nella caldaia a recupero, che comportano una modesta contropressione allo scarico della turbina. L'indifferenza della produzione elettrica da quella termica è aspetto di grandissima importanza se si confronta la turbina a gas con un impianto a vapore, per il quale invece lo spillamento di vapore comporta una grande perdita di potenza elettrica prodotta. Tale perdita cresce con la pressione a cui si effettua il prelievo, perché il salto entalpico disponibile per la turbina, nell'espansione tra la pressione massima e quella del prelievo, diminuisce progressivamente. La turbina a gas invece non risente minimamente, dal punto di vista elettrico, della pressione del vapore nella caldaia a recupero; la quantità di vapore prodotto sarà invece moderatamente decrescente all'aumentare della pressione (e quindi della temperatura di evaporazione), perché vale ancora l'eq.4.10: ad essa corrisponde una temperatura dei gas al camino più elevata e quindi una maggior perdita di calore verso l'ambiente. La fig.6.4 quantifica questi effetti, con riferimento a una turbina a gas e a un im2 Oltre ai repowering di cui si è parlato al cap.4 (circa 15000 MWe), risultano oggi (2005) autorizzati dal Ministero delle Attività Produttive cicli combinati "greenfield" per un totale di circa 19000 MWe . Si prevede che entro il 2010 la produzione elettrica da cicli combinati si attesti attorno al 50% (o lo superi leggermente) della produzione termoelettrica. 3 E' interessante notare come il rendimento dei cicli combinati solo elettrici sia superiore a quello dei cogenerativi, nonostante il contributo della produzione di calore. Ciò è da attribuire alla taglia inferiore, all'età più avanzata e alla limitata produzione termica dei cicli combinati cogenerativi oggi in esercizio.

6.8


pianto a contropressione che producono la stessa potenza termica quando il vapore

è prodotto a 5 bar. I risultati della figura sono significativi per un paragone più generalizzato tra turbine a gas e a vapore in cogenerazione. Si rilevi infatti che :

•

Aumentando la pressione, la produzione elettrica nel caso vapore diminuisce vistosamente, mentre quella termica aumenta di conseguenza nella stessa misura (i confronti sono effettuati a pari portata di vapore in turbina, quindi a pari consumo di combustibile); nel caso a gas si verifica solo una certa diminuzione di potenza termica (eq.4.10). La produzione elettrica nel caso a gas è comunque molto superiore a quella dell'impianto a vapore, anche per basse pressioni di prelievo. Il rendimento di primo principio è sempre molto elevato per il caso vapore: in un impianto a contropressione le uniche perdite sono quelle relative al rendimento della caldaia e quelle elettromeccaniche e per ausiliari; 'lr decresce invece con la pressione nel caso a gas, perché aumenta la perdita al camino, aumentando la temperatura dei gas scaricati dalla caldaia a recupero, come già discusso; Nonostante ciò, l'IRE è decisamente a favore della turbina a gas, in virtù della maggior produzione elettrica (anche se questa è accompagnata da un maggior consumo di combustibile), bene energetico più pregiato giustamente r ivalutato da tale indice. Nel caso a vapore, si noti che al tendere a zero della produzione elettrica IRE diventa nullo, avendo assunto rendimento della caldaia pari a 0.9, come per l']TH,c . 4o.-----~--~--~-----.

' ' .1--! _~ -7.--~ l

1 ~----~--~----~----~

-

a)

§20 .............;r·········r······. ·r·········. -· o a_

potenza

:

:

10 .......:\~~-~:.i.~-~-----1--·i..-_""'_·-::_-T-G--,

r--:-r--~TV o 2

!

'

:

.

.--...... ___

.

5 10 20 50 Pressione vapore, bar

re.n d.1 °principi? '' '

---: '

.. '

...

0.2 ...............j...........~....... :

IRE

a ~----~--~--~---~ ~ 2

5 10 20 50 Pressione vapore, bar

Fig.6.4: Potenze utili, rendimento di primo principio e IRE al variare della pressione a cui è prodotto il vapore di processo, per due impianti cogenerativi: il primo è basato su una turbina a gas aero-derivative con recupero semplice (TG), il secondo su un impianto a vapore a contropressione (TV) con condizioni del vapore vivo 60 bar, 480 'C e rendimento del generatore di vapore del 90%. Nel calcolo di IRE si è posto llEL,c pari a 43% (tab.6.1, per impianti da 10-25 MW) e l']TH,c pari a 90%. I valori riportati in fig.6.4 rappresentano una condizione "nominale" di eserin cui le macchine lavorano a piena potenza e a pieno recupero termico. In generale un impianto di cogenerazione sarà invece chiamato a soddisfare utenze CIZIO,

6.9


elettriche e termiche variabili nel tempo, e comunque non coincidenti con il punto nominale di funzionamento. E' quindi importante capire come si può gestire un impianto cogenerativo con turbina a gas in modo da soddisfare delle generiche richieste di elettricità e calore, individuate da un punt o qualsiasi nel piano W-Qu: per fare ciò dobbiamo considerare le moda lità di regolazione del sistema, con riferimento allo schema tipico di fig.6.5.

Fig.6.5: Schema di impianto di cogenerazione con turbina a gas a recupero semplice. Sono compresi gli organi di regolazione della terproduzione mica (by-pass dei gas combusti e combustore ausiliario in caldaia).

TURBOGAS

a recupefresh-air firing (opzionale)

POST- COMBUSTORE

Anzitutto, stabilito un punto nominale con turbogas a massima potenza in cui si produca Wdes e Qu,des, si può individuare nel piano W-Qu una curva che rappresenti i risultati ottenuti con la regolazione di potenza della turbina a gas. Con le modalità discusse al Cap.3.5, alla diminuzione della potenza elettrica seguirà comunque una riduzione della potenza termica utile raccolta dalla caldaia a re- Qu linea di regolazione sdes cupero : ciò vale sia che la regolazione del motore a max PC agisca sulla portata d'aria mediante inclinazione delle pale statoriche (e quindi varierà la portata dei gas di scarico e con essa la potenza termica recuperata), sia che agisca sul combustibile a pari portata d'aria, nel qual caso varierà la TIT e quindi la temperatura dei gas all'ingresso della caldaia (vedi le curve di fig.3.11). I punti W-Qu conseguenti a qualsiasi sistema di regolazione della turbina a gas determineranno una linea linea di regolazione nel piano W-Q, per semplicità rappresentata in fig.6.6 da una retta che unidel motore senza PC sce i punti "des" e "min"; poiché esistono dei minimi tecnici di funzionamento, zona con dissipazione tale linea non terminerà nell'origine degli di calore assi. Tuttavia l'impianto deve essere in grado di soddisfare richieste dall'utenza non necessariamente giacenti su tale Fig.6.6: Campo operativo nel piano linea. Per offrire questa flessibilità occor- elettricità - calore di un impianto di core dotare l'impianto di due dispositivi generazione con turbina a gas a recupero semplice. (fig.6.5) :

""

pressio-

il primo è ·t secondo re vivo 60 cii IRE si è

90%.

w

6.10


• uno in grado di dissipare calore, per operare al disotto della linea di regolazione: ciò si ottiene dotando la caldaia di una serranda in grado di deviare i gas uscenti la turbina o alla caldaia a recupero o direttamente all'esterno, mediante un camino di by-pass; uno in grado di produrre una quota di calore addizionale rispetto a quello recuperato: è conveniente ricorrere a un sistema di post- combustione, di cui si è trattato al par.4.4.1. Infatti, rispetto all'aggiunta di una caldaia di integrazione, la post-combustione permette maggiori rendimenti termici (si ricordi la fig.4.23) e minori costi di investimento, poiché si sfruttano le strutture e le superfici di scambio della stessa caldaia a recupero. Questi due sistemi sono generalmente sempre presenti negli impianti di cogenera zione, contrariamente al caso dei cicli combinati per sola produzione elettrica, proprio per offrire la necessaria flessibilità all'impianto. Infatti in fig.6.6 si può individuare la "zona di by-pass", al di sotto della linea di regolazione, e, al di sopra di essa, la "zona di post-combustione". Quest'ultima zona è limitata superiormente dalla una linea di "massima post-combustione", che rappresenta i limiti tecnici del sistema, determinati da due fattori: (i) il raggiungimento della combustione completa dell'ossigeno presente nei gas di scarico della turbina (a meno di un margine di contenuto di Oz, che bisogna sempre mantenere per evitare produzioni significative di CO); (ii) il raggiungimento di temperature dei gas troppo elevate per le caratteristiche strutturali deii'HRSG, che normalmente non tollera temperature di fiamma tipiche delle caldaie convenzionali. In alcuni casi il sistema di fig.6.5 può essere completato da un ventilatore che adduce aria primaria di combustione agli ugelli di post-combustione ("fresh-air-firing") con lo scopo di mantenere in funzione la produzione termica in caso di disservizio della turbina a gas. Date le caratteristiche di funzionamento nel piano W-Qu di un determinato impianto, è poi necessario chiedersi come esercire effettivamente la macchina per una generica coppia di valori di richiesta dell'utenza. Discutiamo il problema con un esempio, riferendoci alla fig .6. 7, nella quale, a fronte di una certa richiesta, si sono individuate cinque possibili Qu modalità di funzionamento, nell'ipotesi (in genere sempre verificata) che l'impianto sia in grado di scambiare elettricità con la rete esterna:

l) turbogas a massima potenza: l'elettricità prodotta è superiore alla richiesta, per cui si cederà l'eccedenza alla rete; anche la produzione termica è in eccesso, per cui una parte dei gas combuPunto 3: sti andrà al camino di by-pass; 2) turbogas a potenza tale da sod - impianto segue E \ Punto 4: disfare la ri chiesta termica ("ter- fermo mico segue"): si cederà ancora minE l'elettricità in eccesso alla rete; 3) turbogas a potenza tale da sod- Fig.6.7: Possibili punti operativi di un imdisfare la richiesta elettrica (''e- pianto di cogenerazione con turbina a gas lettrico segue"): non ci sarà al- a recupero semplice.

w

Turo~:

combinati


6.11

cuno scambio con la rete, ma occorrerà ricorrere alla post-combustione per soddisfare l'utenza termica; 4) t urbogas a minima potenza: bisogna ricorrere alla post-combustione e acquistare elettricità dalla rete; si preferisce però non fermare completamente l'impianto per poter riprendere carico in qualsiasi momento; 5) impianto fermo: si acquista tutta l'elettricità dalla rete e si soddisfa il carico termico con il fresh-air-firing o con una caldaia ausiliaria.

c· cogeneraettrica, propuò individi sopra di periormente tecnici del

La scelta tra queste modalità operative dipenderà essenzialmente da motivi economici: il fattore determinante è in genere il costo dell'elettricità, acquistata o venduta alla rete esterna, che come è noto può variare considerevolmente nelle ore vuote o piene, in dipendenza dal contesto tariffario in cui opera l'impianto. In particolare le modalità l e 2 saranno convenienti se è possibile cedere elettricità a prezzi remunerativi, ovvero se il ritorno economico dalla cessione è superiore al maggior costo di combustibile necessario per far funzionare la turbina a gas a potenza più elevata della richiesta; la modalità 3 è tipica di un situazione in cui non è conveniente la cessione, ma il costo di produzione dell'elettricità, in modalità di piena cogenerazione (che valora il calore prodotto), è inferiore al prezzo dell'acqu isto dalla rete esterna; le modalità 4 e 5 possono risultare utili quando l'elettricità è disponibile dalla rete a basso costo (es: ore vuote). Pertanto la scelta del punto di esercizio dell'impianto deriva da una valutazione dei costi (e dell'eventuale ricavo dalla cessione di elettricità) in ogni punto significativo di funzionamento (ad esempio, i 5 sopra citati), che sono appunto i costi del combustibile (per il turbogas, per il post-combustore e, se il caso, per una caldaia integrativa) e i costi dell'elettricità scambiata con la rete: il gestore sceglierà il punto che permette di soddisfare le utenze con il minimo costo marginale di esercizio, a meno di vincol i tecnici (es: evitare troppe fermate dell'impianto, seguire rampe di carico accettabili, indisponibilità, etc.). Va da sè che questa problematica è comune a qualsiasi impianto di cogenerazione (anche quelli che vedremo nei prossimi capitoli, così come quelli a vapore o con motori alternativi), seppure con diverse possibilità per ciò che riguarda le modalità tecniche di esercizio.

6.3 Turbina a gas con iniezione di vapore I l ciclo di turbina a gas con iniezione di vapore (STIG) trattato in 5.5.1 trova una sua fel ice applicazione nell'ambito cogenerativo (fig.6.8): il vapore prodotto

w

i

T URBO GAS

linea di i niezione vapore

Fig.6.8: Schema di impianto di cogenerazione con turbina a gas a iniezione di vapore.

6.12


nella caldaia a recupero può essere inviato all'utenza t ermica o all'iniezione in camera di combustione, a seconda che si voglia privilegiare la produzione termica o quella elettrica. Ciò consente una grande flessibilità di funzionamento, che possiamo discutere mediante la fig.6.9, che riporta il campo operativo nel piano W-Qu. Si noti anzitutto che rispetto alla fig.6.6 è presen- Qu sdes / linea a te una nuova linea operativa / max PC ("des-max" ), che rappresenta il funzionamento della turbina a gas, mantenuta a linea a max. massima potenza, mentre si carico regolando varia l'iniezione di vapore da l'iniezione di zero al massimo prodotto vapore daii'HRSG. Il punto "max" riguarda il funzionamento in sola produzione elettrica smax (tutto il vapore prodotto è iniettato nel combustore e regolazione senza non vi è pertanto produzione iniezione di vapore termica), mentre nel punto "des" tutto il vapore è inviato all'utenza termica e la max W zona di regolazione turbina a gas funziona in ciclo semplice: la linea che unisce i due punti rappre- Fig.6.9: Campo operativo, nel piano elettricitàsenta tutte le soluzioni in- calore, di un impianto cogenerativo con turbogas a termedie. La linea "min-des" iniezione di vapore e con post-combustione (PC) . è ora rappresentativa della regolazione della turbina a gas in assenza di iniezione di vapore. E'importante notare che la zona sottostante la linea "min-des-max" non è più caratterizzata da una brutale dissipazione termica (infatti la fig.6.8 non comprende il camino di by-pass), ma i suoi punti sono ottenibili con una adeguata regolazione della macchina, sia in termini di portata di combustibile che di vapore iniettato : il sistema diviene pertanto notevolmente più efficiente a carichi termici ridotti. Nella fig.6. 9 è poi riportata la zona che può essere coperta con la post-combustione, aumentando la produzione termica senza alterare quella elettrica. La scelta del punto operativo più economico per una data richiesta di elettricità e di calore dall'utenza diviene più ampia che nel caso precedente, poiché si ha un ulteriore grado di libertà consentito dalla quantità di vapore iniettato in t urbina . Fatto salvo il soddisfacimento della richiesta dell'utenza, il criterio di scelta del punto operativo è sempre quello del miglior bilancio economico derivante dall'analisi dei costi di combustibile e del saldo dell'interscambio con la rete elettrica. Gli indici di valutazione di un impianto STIG variano a seconda dell'utilizzo del vapore, dai valori visti per le turbine a gas semplici (fig.6.4) in produzione termica a quelli di una centrale elettrica in piena iniezione. In quest'ultimo caso, essendo il rendimento elettrico in genere dell'ordine del 40% (vedi 4.5.1) l'indice di risparmio energetico diventa circa nullo o negativo (a seconda della potenza dell'impianto): un esercizio prolungato dell'impianto in sola produzione elettrica (o comunque con rapporti elettricità - calore molto grandi), anche se in certe situazione potrebbe essere giustificato economicamente, preclude presumibilmente il raggiungimento di IRE soddisfacenti su base annuale.


6.13

6.4 Cicli combinati Un ciclo combinato gas-vapore può essere esercito come impianto cogenerativo, qualora sia presente un prelievo regolato di vapore da uno o più corpi cilindrici o, più frequentemente, dalla turbina a vapore. Il concetto può essere applicato a uno qualsiasi degli schemi di impianto v isti nel Cap.4, a uno o più livelli di pressione, prelevando il vapore di processo laddove esso sia disponibile alla pressione rich iesta dall'utenza. Per il ciclo a vapore, è generalmente adottato uno schema a condensazione e spillamento, anche se nulla vieta che il ciclo combinato preveda semplicemente una turbina a contropressione. Infatti, la possibilità di operare a condensazione (parziale o totale) permette all'impianto di produrre elettricità in modo economico, in virtù degli alti rendimenti tipici dei cicli combinati, anche nei periodi di scarsa o assente richiesta termica (es: teleriscaldamento, in cui il carico termico è concentrato nei mesi invernali). E' così possibile ripartire i costi di capitale, piuttosto elevati rispetto agli impianti di 6.2 e 6.3, su un periodo operativo più lungo su base annuale. Il campo operativo è qualitativamente riportato in fig .6.10. La linea "mindes" rappresenta la produzione di energia utile a piena estrazione di vapore al variare del carico della turbina a gas : l'elettricità prodotta tiene conto anche del contributo della turbina a vapore, la cui potenza varia a seconda della portata di vapore generata dalla caldaia a recupero. La linea "des-max" è costruita con la turbina a gas a piena potenza, variando l'estrazione del vapore sino ad annullarla (punto "max", in cui l'impianto lavora a piena condensazione). I punti al di sotto di queste due linee rappresentano una combinazione tra carico del turbogas ed estrazione, e, come nel caso precedente, non comportano dissipazione del calore scaricato dal turbogas mediante by-pass . Nella figura è pure riportato il campo ottenibile con la post-combustione, sebbene tale pratica sia di impiego poco frequente nei cicli combinati. Nel caso di una Qu linea a max PC sua adozione si noti che, sdes con 6.W da TV oltre a un aumento di Qu, si per maggior verifica un aumento della portata di produzione elettrica, a sevapore guito della maggior portata di vapore generata, fluente linea con TG a nella turbina a vapore. max. carico Contrariamente alle regolando l' turbina a gas in ciclo semestrazione plice e agli STIG, la presda TV sione a cui è richiesto il vapore influisce sulla produzione elettrica: il vapore regolazione TG + TV sottratto all'espansione fora max. estrazione nirebbe un salto entalpico e quindi una potenza variabile zona di regolazione con la pressione del prelievo . L'effetto è molto meno evidente che in un impianto a vapore, perché la quota Fig.6.10: Campo operativo, nel piano elettricitàpreponderante dell'elettri- calore, di un impianto di cogenerazione con ciclo cità è generata dalla turbina combinato, con turbina a gas (TG) e turbina a vapoa gas (quindi indipendente re (TV) a condensazione e spillamento, in presenza di oost-combustione (PC).

6.14


dalla pressione del v apore), ma non è certo trascurabile. L'uso del ciclo combinato è quindi particolarmente vantaggioso quando l'utenza ·termica richiede calore a bassa temperatura. Il punto fondamentale di superiorità dei cicli combinati in cogenerazione, rispetto alle alternative a vapore o a quelle di Cap.6.2 e 6.3, è quello di poter funzionare in pura produzione elettrica con i rendimenti molto elevati tipici dei cicli combinati, dell'ordine del 50% anche in impianti di media potenza, e quindi di consentire operazioni energeticamente convenienti, in termini di IRE, anche in presenza di richieste termi che limitate rispetto a quelle elettriche e/o quando siano presenti forti variazioni nell'esercizio annuale della potenza termica erogata. Per discutere questo importante aspetto, facciamo riferim ento ad un esempio realistico, considerando un impianto a ciclo combinato di taglia medio-grande nell'ambito cogenerativo (ma gli indici che otterremo non sono dissimili per impianti con macchine aero-derivative da 20-30 MW, di cui in Italia sono presenti alcune significative realizzazioni). La fig.6.11 ne riporta lo schema impiantistico e i dati fondamentali: si noti che il ciclo a recupero è a due livelli di pressione, senza risurriscaldamento (quindi non particolarmente sofisticato); il vapore di media pressione, prodotto dal secondo corpo cilindrico o proveniente dalla turbina di alta pressione, è raccolto in un collettore dal quale può essere riammesso in turbina, previa una valvola di regolazione, o inviato all'utenza termica. F= 203064 kW

Pel.lorda=67675 kW Pel.netta=67325 kW

5.2 p

l 198.6 G 1.04 p 604 T

TURBO GAS Fr.6FA

31.1 G 59.8 p Pel.lorda= 26755 (34155) kW

520 T

Pel.netta= 26155 (33555) kW 30.6 G 5.1 p 224 T

-

reintegro

UTENZA TERMICA 34960 (O) kW 13.5 (O) G

2~J'T

Fig.6.11 : Impianto di cogenerazione a ciclo combinato, con turbina a gas GE frame 6FA e ciclo a vapore a due livelli di pressione (65/5.5 bar), prelievo a 5 bar, condensazione a 0.11 bar. I valori di potenza, di portata (G, kg/s), pressione (p, bar) e temperatura (T, "C) sono relativi a un prelievo del 50% del vapore; i valori tra parentesi si riferiscono alfa pura produzione elettrica. La potenza elettrica netta in piena condensazione è di 100.9 MW, mentre a massima estrazione è di 86.1 MW, con una produzione termica di 72.5 MW. Gli indici di valutazione dell'impianto di fig.6.11 sono riportati in fig.6.12, al variare della produzione termica utile; si può notare che:

6.15


• La potenza elettrica scende solo del 15% passando dalla pura produzione elettrica alla massima estrazione4: ciò significa che l'indice elettrico resta molto alto (superiore all'unità) anche in massima produzione termica. • Il rendimento di primo principio scende vistosamente al diminuire del prelievo di vapore a causa del calore dissipato dal condensatore; • L'IRE risulta superiore alla soglia del 10% solo per produzioni termiche rilevanti, mentre tende ad annullarsi in sola produzione elettrica ('Il EL è solo di poco superiore a r] EL,c pari a 0.49) .

L o. o r-1

-ci c

0.8

Q) 1....

ro ~

0 .6

Q) .j..J

o

o. _,,, 0 . 1

§:0.4

~ 40 80 20 60 Produzione termica, % Fig.6.12: Potenza elettrica (rispetto a quella massima in condensazione, pari a 100.9 MW) e indici di valutazione dell'impianto a ciclo combinato di fig.6.11, al variare della potenza termica utile prodotta, espressa in termini percentuali rispetto alla massima estrazione di vapore. L 'IRE è calcolato utilizzando r] EL,c pari a 0.49 (tab.6.1) .

Il dato più importante è che comunque, data una certa potenza termica (ovvero stabilito un determinato bacino di utenza servita dalla cogenerazione, è possibile realizzare un impianto cogenerativo di grande potenza elettrica, pur mantenendo valori degli indici energetici assai elevati, anche se mediati su base annua con carichi termici variabili. Al di là dei valori di IRE ottenuti (che sono condizionati da una normativa che potrebbe essere modificata in qualsiasi momento) , la possibilità di costruire un impia nto di potenza significativa, data un'utenza termica, consente di avvantaggiarsi delle economie di scala (determinanti per la riuscita economica di un progetto di cogenerazione) e di rendere più significativo il contributo al risparmio energetico. E' utile riflettere sugli esempi già svolti, ricavando dai risultati di fig.6.4 e 6 .12 la potenza elettrica corrispondente ad una data potenza t ermica nelle varie soluzioni impiantistiche ivi discusse. Per esempio, ipotizzando una pari produzione di potenza t ermica utile di 32 MWth, costituita da vapore a 5 bar, si ottengono i risultati di Tab.6.5 . La variazione è impressionante : la potenza elettrica, a pari potenza termica, varia di ben 15 volte se si confronta un moderno ciclo combinat o con un tradizionale impiant o a contropressione, pur restando a IRE superiori al 10% (tra l'altro gli IRE dei piccoli impianti sono favoriti dalla dipendenza - discutibile! - di T]EL,c dalla potenza). Si noti che la turbina a gas con recupero semplice ha sì un IRE molto più alto nel punto nominale, ma a carichi termici ridotti il suo valore precipiterebbe, dovendo dissipare calore attraverso il camino di by- pass : i risultati 4

Si ricordi che in un impianto a condensazione e spillamento non è po-ssibile annullare completamente la portata di vapore nella turbina di bassa pr essione, per evitare che l'energia assorbita dalle pale in rotazione surriscaldi il fl uido contenuto nella cassa: tale fluido va rinnovato continuamente, mantenendo almeno il 10% (circa) della portata di progetto.


6.16

di IRE nell'esercizio effettivo possono cambiare anche di molto a favore del ciclo combinato. Questo risultato, seppure indicativo e limitato, è però sintomatico di come il mercato della cogenerazione si sia progressivamente spostato, soprattutto nello scorso decennio, verso impianti di taglia molto più elevata che in passato, caratterizzati da una produzione elettrica molto consistente rispetto a quella termica. Grazie alle tecnologie di repowering, e soprattutto a quella più radicale di trasformazione in ciclo combinato, è anche possibile adeguare a questa realtà il significativo parco di impianti a vapore esistenti (vedi Tab.6.3), moltiplicandone la potenza elettrica di un fattore da 5 a 10 ed incrementandone notevolmente i rendimenti.

Tab.6.5 : Potenze elettriche e IRE ottenibili in cogenerazione con diverse soluzioni impiantistiche, a pari produzione di calore utile. Tipo di motore impiegato (produzione termica 32 MW) Impianto a v apore a contropressione Turbina a gas a r ecupero semplice Ciclo combinato in piena estrazione<•> Ciclo combinato con media estrazione (a)

(b)

Potenza elet-

IRE

IRE

trica, MW

flEL,C da tab.6.1

(flEL,C =0.49)

6.1 21.1 38.0 95.5

0.1615 0.2785 0.2417 0.1191

( flEL,c=0.40) (flEL,c=0.43) (flEL,c= 0.46) ('lEL,c=0.49)

0.1126 0.2233 0.2078 0 .1191

Valori ottenuti supponendo di sca lare a potenza opportuna l'impianto di fig.6 .11 con operazioni in piena estrazione (si trascura l'effetto delle minor taglia). Valori ottenuti con l'impianto di fig.6.11 con estrazione di vapore per 32 MWrH.

6.5 Le microturbine a gas Abbiamo visto nei paragrafi precedenti che le tecnologie delle turbine a gas e dei cicli combinati hanno sì contribuito a migliorare gli aspetti energetici delle installazioni cogenerative, ma spostando la taglia degli impianti verso potenze significative. Peraltro la cogenerazione è pratica molto diffusa nel settore industriale, ma lo è assai meno nel settore residenziale e terziario, dove è ostacolata, oltre che dalla forte variabilità dei carichi, dalle oggettive difficoltà e dagli enormi costi nel realizzare reti di distribuzione del calore sufficientemente estese, per gestire le elevate potenze tipiche, per esempio, dei cicli combinati. Per ovviare a questa situazione, potrebbe risultate conveniente passare da un'ottica di "generazione centralizzata" (grandi impianti e costose reti di distribuzione) alla "generazione distribuita" (piccole macchine localizzate presso l'utenza). Generazione distribuita e cogenerazione vanno a braccetto, perché la minore efficienza termedinamica di piccole macchine (inevitabile!) viene compensata, nella logica della 5 generazione distribuita, dall'uso cogenerativo di tali macchine. Questo concetto, seppur allettante, richiede però lo sviluppo di motori primi adeguati, in grado di conciliare buone prestazioni termodinamiche con costi 5

O "trigenerativo": si definisce t rigenera zione la produzione combinata non solo di elettricità e ca lore, ma anche di energia frigorifera. Quest'ultima viene prodotta a partire dall'energ ia termica mediante frigoriferi ad assorbimento. Non ci addentreremo nella discussione tecnica degli impianti di trigenerazione, ma è giusto ricordare che questa prati ca è di grande interesse soprattutto nel settore terz iario (centri uffici, centri commerciali, aeroporti , ospedali, etc.) in quanto "crea" un'utenza per il calore (il frigorifero ad assorbimento) nel periodo estivo, migliorando quindi la possibilità di eserci re economicamente un impianto di cogenerazione su base annuale.

combinati


6.17

ragionevoli ed emissioni molto contenute 6 1 una sfida tecnologica di tutto rispetto! Se in una visione futura la tecnologia di riferimento per la generazione diffusa sono certamente le fue l-cellsr i loro attuali costi sono però proibit ivi e in genera le non hanno una sufficiente maturità tecnologica: una interessante alternativa sono le microturbine a gas. L'impiego delle turbine a gas per la generazione di potenza elettrica su piccola scala ( <200 kW) è una realtà sicuramente innovativa. Si pensi infatti che le turbine a gas presenti nel mercato industriale mostrano una vera competitività economica ed energetica per potenze superiori ai 5- 10 MW, mentre unità di potenza dell'ordine del MW mostrano costi specifici crescenti e rendimenti notevolmente penalizzati, che rendono il costo del kWh prodotto difficilmente competitivo (anche in cogenerazione) con quello acquistato dalla rete elettrica. Macchine di potenza ancora inferiore potrebbero apparire decisamente fuori mercato (come di fatto è avvenuto sinora) se il concetto di "microturbina" non coinvolgesse un completo ripensamento dell'archit ettura della macchina e del suo tipo di utilizzo. Infatti 1 se le tu rbine a gas da pochi MW non sono che uno scale- down delle unità più grandi (operando sempre in ciclo semplice e con com pressore e turbina assiali) 1 le microturbine sono caratterizzate da una totale ri progettazione dell'architettura della macchina e si basano sull'impiego di un ciclo rigenerativo e di turbomacchine radiali 1 assai più economiche e operanti a numero di giri elevatissimo.

6.5.1 Componenti e tecnologia costruttiva La fig.6 .13 mostra in modo schematico l'assetto generale seguito dai progetti di microturbine a gas (MTG). Gli elementi fondamentali sono: gas naturale

COMPRESSORE

pricosti Fig.6.13: Disposizione generale dei componenti delle microturbine a gas.

ca mente

6 Quest'ultima è una conditio-sine-qua -non per la fattibilità di impia nti localizzati vicino all'utenza, quindi anche all'interno di centri urbani e di aree densamente popolate. Peraltro è impensabile l'adozione di complessi sistemi di disinquinamento, o anche solo di camin i sufficientemente alti per disperdere gli inquinanti.

6.18


il turbocompressore, costituito da un compressore centrifugo e da una turbina radiale centripeta, in rotazione a velocità dell'ordine dei 70,000- 120,000 giri/minuto, sostenuto da cuscinetti magnetici o ad aria (fig.6 .14). Queste caratteristiche fondamentali derivano da ben precise esigenze progettuali. La necessità di operare a velocità di rotazione inusualmente elevate deriva dalle piccole portate di aria o di gas combusti (dell'ordine di 0.2-0.5 kg/s) conseguenti alla ridotta potenza: ad esse corrispondono piccole dimensioni, essendo le velocità dettate dal salto di pressione che deve essere sviluppato indipendentemente dalle dimensioni stesse. Ciò vale in particolare per la velocità periferica u, pari a w·r, che non varierà sensibilmente con le dimensioni della macchina: quindi, a pari u, se r è piccolo (macch ina di piccola potenza, con piccola portata ) w deve essere elevato. Questo concetto è compiutamente sviluppato dal numero di giri caratteristico definito dall'eq.2.1: per ottenere buoni rendimenti Ns deve rimanere in cluso in un campo piuttosto ristretto ed è possibile individuare il valore cui corrisponde il massimo rendimento per una certa categoria di macchine. Per le piccole portate volumetriche in gioco è necessario adottare una v elocità di rotazione come quelle segnalate. Inoltre, sempre in conseguenza delle ridotte dimensioni assolute, si capisce immediatamente che l'adozione di compressori assiali a mo lti stadi ( > 10) è assolutamente impensabile. Unitamente alla necessità di massimizzare il salto entalpico per stadio (per motivi anche economici!) è perciò indiscutibile il ricorso a macchine radiali (centrifughe per i compressori e centripete per le turbine) che riescono a sviluppare consistenti rapporti di compressione (o di espansione) con un solo stadio, fino a un massimo di 4+6 (valo re sufficiente, come vedremo, a realizzare cicli efficienti), con prestazioni poco influenzate dalle ri dotte dimensioni 7 assolute della gi rante .

Fig.6.14: Turbina per unità da 200 kW (sinistra, fonte Ingersso/ Rand) e complessivo di generatore, compressore e turbina (destra, fonte Turbec). Il rigeneratore. L'adozione di turbomacchine rad iali monostadio implica l'utilizzo di rapporti di compressione sensibilmente inferiori rispetto a quelli comunemente usati nei cicli di turbina a gas. Come illustrato in fig.6.15, in un ciclo semplice a bassi rapporti di compressione la temperatura di scarico dei gas risulta molto elevata, mentre quella di ingresso nel combustore è assai ridotta, due condizioni incompatibi li con un buon rendimento ( per esempio a 13 =4 i gas sono 7

Una classica applicazione delle macchine radiali sono i turbocompressori per la sov ralimentazione dei motori alternativi, di grandissima diffusione industriale soprattutto per i motori a ciclo Diesel. I turbocompressori condividono con le microturbine piccole dimensioni assolute e alte velocità di rotazione, pur essendo chiamati a sviluppare rapporti di compressione più limitati e con temperature operative più contenute


6.19

scaricati a 710°C e l'aria entra nel combustore a soli 184°C, con un rendimento del 16.45%). L'impiego di un ciclo rigenerativ o (par.5.1) consente di ovviare a tali inconvenienti, come chiaramente mostrato in fig .6.15. A 13=4 si può già ottenere un rend imento del 33%, al di fuori della portata dei cicl i semplici per le condizioni ipotizzate. La fig.6.15 dimostra peraltro come l'adozione del rigeneratore renda anzi svantaggioso il ricorso a rapporti di compressione più spinti. Una buona progettazione del rigeneratore è un elemento chiave nel successo tecnico ed economico di queste macchine; sono due i tipi utilizzati: (i) a superficie, vale a dire uno scambiatore convenzionale con una separazione fisica tra aria pressurizzata e gas combusti, che adottano geometrie di scambio termico specializzate a promuovere la convezione forzata; (ii) a matrice rotante, in cui un pacco di materiale metallico o ceramico in lenta rotazione acquisisce calore quando è affacciato al lato caldo e si raffredda passando sul lato freddo (riscaldando nel contempo l'aria). Il secondo sistema presenta elevata efficacia di scambio termico e costi e ingombri ridotti, ma vanno considerati i trafilamenti tra i due fluidi (una certa quantità di uno dei due fluidi resta "intrappolata" nella matrice e viene successivamente dispersa nell'altro fluido).

o~

35

1400

30

1200

25

1000 0

o

.8c 20

800

::J

....., rendimento ciclo rigen .

.j.J

Q)

ro L

E

Q) 600 o.

:0 15 c

-iY-temp . uscita compressore

E

Q)

ci

ro-

L

-+-rendimento ciclo semplice

Q)

10 -----·--·------'

5

----·' -·····

o 2

4

''

''

·- ·r r;:iT~iooo;i:l----. 4'*

10 12 Rapporto di compressione 6

8

14

400 1-

-t:r-temp. uscita turbina

200

..,._temp. uscita rigeneratore

o

16

Fig.6.15: Rendimento e temperature di cicli semplici e rigenerativi per microturbine a gas, calcolati secondo assunzioni coerenti con le tecnologie adottate per le MTG (1]P,c=0.85, 7]P,r=0.825, ERIGEN=D.85, 7]el/mecc=D.9, t.p/p=1%(asp.), 1% (rigen.aria), 3%(comb.), 3%(rigen.gas), 3%(scarico)). La TIT è assunta pari a 1000°C.

• Il combustore, che, pur non presentando peculiarità rispetto alla normale tecnologia delle turbine a gas, consente di raggiungere valori di emissioni di NOx inferiori a 10-15 ppmvd al 15% 0 2, indicativamente un ordine di grandezza in meno rispetto ai motori alternativi a gas, senza quindi la necessità di impiegare sistemi di abbattimento dedicati allo scarico; sono comunque allo studio combustori catalitici in grado di ridurre ulteriormente le em issioni di NOx; • Il generatore e il sistema di "power conditioning" (conversione della frequenza). Per evitare l'impiego di riduttori, un generatore a magneti permanen-

6.20


ti ruota solidale all'albero della turbina producendo energia elettrica ad alta frequenza (es.: 3000 Hz AC in un caso 90.000 rpm 4 poli), poi convertita a 500600 V DC in un raddrizzatore statico e quindi riportata a 50 Hz (o a 60 Hz) trifase 400V mediante un inverter statico. Il rendimento di conversione (da potenza meccanica a elettrica 50 Hz) è mediamente prossimo al 92- 94%. In questa struttura, il turbogeneratore può funzionare a qualsiasi numero di giri, operando ai carichi parziali a giri variabili. Il grado di libertà consentito dalla velocità di rota zione variabile può permettere di limitare notevolmente il marcato decadimento delle prestazioni ai carichi parziali tipico delle turbine a gas; tale possibilità riveste notevole importanza, visto che nel funzionamento cogenerativo può essere necessario inseguire i carichi imposti dall'utenza .

6.5.2 Caratteristiche e prestazioni La microturbine sono fornite in un package comprensivo di tutti gli organi necessari al funzionamento della macchina (fig.6.16), una volta effettuati i collegamenti elettrici e del gas naturale: a questo proposito, il package contiene generalmente il compressore del gas necessario ad alimentare la macchina (le reti di distribuzione cittadina hanno pressioni bassissime - es: 250 Pa) . Al package v a accoppiato il sistema di reExhau:"rrt ( ·ul1twl 1\ ir Silcn~..:r cupero del calore dai gas di Otukt In let scarico, a temperature generalmente prossime a 2603000C, per la produzione di calore utile nelle applicazioni cogenerative. Le microturbine commercialmente disponibili o comunque in fase avanzata di sviluppo sono elencate in tab.6.6. Svariate altre società (tra cui Generai Electric, Honeywell, United Technology) sono poi impellcat f::\chungcr gnate nello sviluppo di miRt.:cupcn:Hor croturbine a gas o hanno in Gas Turbine passato proposto prototipi di macchine con caratteristiPr.:nnancnt ~lagnct Turho A ht:rnator che simili a quelle elencate in tabella. Tutte le macchine Fig. 6.16: Package di microturbina a gas di Tab.6.6 fanno uso di ma(fonte: Bowman Power Systems). teriali metallici (non ceramici). I valori di temperatura massima di ciclo considerati sono infatti prossimi ai 900-950°C, sostenibili in assenza di raffreddamento con materiali metallici costituiti da leghe a base nickel (es. Inconel 713). Valori di molto superiori, dell'ordine dei 1100°C e oltre, cui conseguirebbero rendimenti nella fascia 35-40%, sarebbero invece conseguibili con l'impiego di materiali ceramici, il cui utilizzo è in fase di sperimentazione nell'ambito di vari programmi di ricerca ma non è al momento pra_ticabile. Con la tecnologia presente, i rendimenti elettrici ottenibili sono dell'ordine del 30%, valori concorrenziali (quasi. .. ) con quelli offerti dai motori alternativi a gas naturale della stessa classe di potenza.

6.21


alta frea 500) trifase ootenza strutndo ai di rota dimento

Tab.6.6: Prestazioni delle microturbine attualmente disponibili (2005). Costruttore e modello

Potenza (kW)

Rendimento elettrico netto%

Portata gas di scarico (kg/s)

n° giri l minuto

Capstone C30 Capstone C60 IR PowerWorks MT70 Bowman TG 80 Elliott TA-100 Turbec TlOO IR PowerWorks MT250

30 60 70 80 100 100 250

24 28 29 28 29 30 30

0.31 0.49 0.73 0.83 0.79 0.81 2.0

96000 96000 n.d. 68000 n.d. 70000 n.d.

In seguito alle esperienze acquisite e alle proiezioni relative a un mercato e a una tecnologia con notevoli prospettive di sviluppo, tutti i costruttori sono concordi nell'affermare che, nei confronti della tecnologia competitiva dei motori alternativi a gas, le microturbine dovrebbero offrire i seguenti vantaggi : Emissioni notevolmente ridotte, in termini specifici e rispetto al kWh prodotto (es. NOx e CO < 0.1 g/kWh; in molti casi NOx <9 ppmv @15% 02). Costi specifici confrontabili o inferiori, nell'ipotesi di costituzione di un mercato consi stente. Rendimenti (e quindi costi di combustibile) ad oggi ancora leggermente inferiori, ma migliorabili in prospettiva con l'avanzamento tecnologico . Minori pesi e ingombri, facilità di in stallazione, minor rumore e vibrazioni. Manutenzione notevolmente ridotta (ad es . ogni 8000 h) ed a costi inferiori, vita utile estesa (es. 80 .000 h). Semplicità impiantistica ed affidabi lità elevata . Alcuni modelli sfruttano cu scinetti ad aria e sono totalmente privi di sistemi ausiliari quali circuiti di raffreddamento, pompe, circuiti di lubrificazione. Possibilità di impiego di diversi combustibili (ad es. gas a ridotto potere ca lorifico quali gas da discariche e depuratori) con adattamenti minimi. Dopo alcuni anni di attività prevalentemente sperimentale, sia sul campo (cioè in servizio commerciale, ma con soluzioni non definitive e con un particolare monitoraggio) che in laboratori presso costruttori ed enti di ricerca, si può affermare che i costruttori presenti sul mercato abbiano risolto gran parte delle problematiche connesse all'affidabilità in un esercizio prolungato (le flotte di macchine installate hanno già totalizzato diversi milioni di ore di funzionamento cumulato), mentre non risultano ancora probabilmente soddisfacenti gli aspetti relativi ad una completa maturità industriale del prodotto, specie in termini di costo. Il costo del package cogenerativo completo con microturbina a gas sembra oggi (2005) prossimo ai 1000-1100 €/kW, mentre gli obbiettivi proposti per il medio periodo puntano a riduzioni di costo fino a 600 €/kW. La migliore utilizzazione delle microturbine a gas è certamente in modalità cogenerativa. Gli ambiti applicativi possono spaziare dal settore residenziale di grande taglia (es. complessi condominiali, residenze multi-familiari), al settore industriale (es. settore alimentare, tessile, produzioni climatizzate) e soprattutto al settore terziario civile (es. centri commerciali, palazzi uffici, strutture polisportive), per il quale l'uso di questi sistemi risulta particolarmente promettente. Le caratteristiche del sistema di recupero termico delle MTG sono le seguenti : gas di scarico con temperature massime prossime a 260- 300°C, che con-

6.22

•


sentono quindi di recuperare calore anche a temperature relativamente elevate, senza cioè le limitazioni proprie dei motori alternativi composizione del gas derivante da una combustione con ampio eccesso d'aria (es. da gas naturale composizione allo scarico "'17 %0z) rapporto calore recuperabile l energia elettrica prodotta "' 1.5-2 rendimento totale di primo principio fino a 80- 85%, nei casi di produzione di acqua calda a temperatura 70-90°C (il grado di recupero termico è sensibilmente inferiore nel caso di produzione di vapore) basso costo della sezione addizionale di impianto destinata al recupero termico ( < 10% del totale).


7.1

Capitolo 7

LE EMISSIONI DALLE TURBINE A GAS

Nello sviluppo delle turbine a gas e dei motori termici in generale, grande att enzione è sempre stata posta agli aspetti legati alle prestazioni (potenza, rendimento ... ), ampiament e trattati in questo testo, e a quelli economici ed operativi (riduzione dei costi di investimento e di esercizio, affidabilità, etc.). Più recente mente, le caratteristiche relative all'impatto ambientale hanno assunto un'importanza sempre crescente nel giudizio sulla validità di un generico sistema di prod uzione di potenza . Si può senz'altro dire che oggi gli aspetti relativi alle emissioni di sostanze inquinanti condizionano lo sviluppo e il successo commerciale delle turbine a gas alla stessa stregua dei parametri relativi ai costi e alle prestazioni. Questo ca pitolo affronterà la t ematica delle emissioni delle turbine a gas, emissioni che, è bene anticipare, sono essenzialmente legate al processo di com bustione. Ci riferiremo in particola re alle emissioni da combustione di gas naturale, il caso di maggior importanza nelle applicazion i industriali, e anche il più semplice, essendo sufficiente t rattare le emissioni di monossido di carbonio (CO) e di ossidi di azoto (generalmente chiamati NOx, per ricordare che si tratta prevalentemente di NO e di N02). Nel caso di turbine a gas alimentate da combustibili liquidi (derivati del petrolio) molte delle considerazioni espresse riguardo CO e NOx restano valide, ma possono aggiungersi, a seconda del tipo di combustibile, ulteriori problematiche, relative alle emissioni di biossido di zolfo, di idrocarburi incombusti e di particolato. Questi inquinanti sono presenti in concentrazioni trascurabili in una turbina a gas alimentata a gas naturale, ma ne parleremo brevemente al par.7.4. Svilupperemo qualche considerazione sulle emissioni di biossido di carbonio al par.7.5, gas non direttamente nocivo ma responsabile dell'effetto serra, un fenomeno "globale" recentemente oggett o di numerose attenzioni.

7.1 Unità di misura delle emissioni Prima di affrontare una trattazione specifica, è necessario stabilire le unità di misura di riferimento delle emissioni gassose, nonché le conversioni tra le varie unità in uso, essendo l'a rgomento fonte di possibili (e gravi!) errori e incomprensioni quando si confrontino per esempio i valori rilevati con quelli stabiliti dalle varie normative a proposito. Il riferimento più naturale è quello della concentrazione volumetrica, generalmente rife rita ai fumi secchi, ovvero privati del vapore d'acqua . L'unità usata è pertanto il ppmvd (acronimo di "p art per million, volume, dry"):

l ppnzvd = 10

-6 moli inquinante moli fumi secchi

(7.1)

7.2


Nell'utilizzo di questa grandezza, bisogna considerare che la concentrazione volumetrica di un inquinante è variabile con la diluizi one dei fumi, ossia con la quantità di aria aggiunt a rispetto alle normali condizioni di combu stione, a pari quantità assoluta di emissioni. Si pensi in questi termini: per abbassare i livelli di emissione espressi in ppmvd basterebbe diluire con aria esterna i gas combusti, operazione che non comporta certo alcun beneficio ambientale ! Pertanto, è necessario specificare il contenuto di ossigeno nei fumi secchi, come indice del grado di diluizione dei fumi. I riferimenti usualment e adottati sono: combustibili liquidi o gassosi in caldaie combustibili solidi in caldaie fumi di scarico di turbine a gas motori alternativi

3% voi 02 6% voi 02 15% voi 0 2 5% voi Oz

rispettando i valori più freque ntemente riscontrati nella pratica. Pertanto le normative sulle emissioni specificano sempre il contenuto di Oz a cui riferire le concentrazioni: per paragonare i valori rilevati di inq uinante in un certo gas combusto, occorre conoscerne il contenuto di Oz e convertire il valore rilevato a quello alla percentuale desiderata (es: nA moli di fum i, x% 02 ( nA+nB) moli 15% se si tratta di t urbine a gas) . Per far ciò, si consideri il conc. inquina nt e: pp mx di fumi, y% 0 2, sistema di fig .7.1 , in cui si • B eone. inquinante: miscelano nA moli di gas appmy venti una generica concentrazione x di inquina nte con ns moli di aria. Per ottenere la nB mol i di aria, 21% Oz concentrazione y di inquinanconc.inquinante: zero te nel gas diluito, si scriva la conservazione delle moli di ossigeno (eq.7.2 - conside- Fig.7.1: Sistema impiegato nella conversione delle rando pari a 21% la frazione concentrazioni molari di un inquinante a diverse molare di 02 nell'aria) e di percentuali di ossigeno nei fumi. inquinante (eq.7.3):

----t..

x 21 y nA·- + ns·-- = - ·(n A +ns) 100 100 100

=>

ns = y - x nA 21- y

..

(7.2)

dalla 7 .2 e 7.3 si ottiene facilmente:

21- y ppm = ppm · - y x 21-x

(7.4)

Ad esempio 60 ppmvd al 15% di 02 corrispondono a 150 al 6%, a 180 al 3% e a 210 a 0%, indipendentemente dal tipo di inquinante . E' inoltre usuale riferirsi ai fumi secchi (ppmvd) invece che ai fumi effettivi (ppmv), sia per problemi di diluizione come sopra descritto, ma soprattutto per evitare incertezze nella conversione tra dati misurati e dati di riferimento o effettivi, visto che l'acqua presente nei gas combusti può essere più o meno passata allo stato liquido tra il punto di prelievo e quello di misura . Risulta più semplice quindi

7.3


rimuovere ogni ambiguità e riferirsi ai fumi secchi. La conversione è semplice: moli totali l ppmvr.l = l ppmv· (7 5) moli totali- moli H 2 O · Ad esempio, per la combustione stechiometrica di metano si ha la reazione:

CH4 +2(0 2 + 3.76 N 2 )

r orma-

~

co2 + 2 H 2 0+7.52 N 2

c7 . 6 )

dove 3. 76 è il rapporto tra Oz e Nz nell'aria, nell'ipotesi semplificata che la loro concentrazione sia 21% e 79%. Questa reazione produce 10.52 moli di fumi, di cui 2 sono di vapore acqueo : il rapporto tra fumi totali e fumi secchi vale pertanto 10.52/8.52 = 1.235. Quindi, se misuriamo ad esempio 60 ppmv nei fumi totali, avremo un'emissione di 74 ppmvd nei fumi secchi . Oltre alla concentrazione volumetrica, è altrettanto naturale riferirsi a una concentrazione massica, che potrebbe essere espressa in kg (o mg) di inquinante rispetto ai kg di fumi secch i. E' tuttavia più frequente il riferimento al Norma! metro cubo (Nm 3 ), che è la quantità di un certo gas (kmoli o kg) contenuta in un metro cubo dello stesso gas a po = 101325 Pa (pressione atmosferica) e To = ooc (lo standard metro cubo si riferisce invece a 15°C). In queste condizioni il volume molare normale va le: Vmol

=

1lanole

R. To = 22413 Nm3 · km 0 l

Po

=

22.413 Nm 3

3 - 22.413 l kg - - Nm

'(7. 7)

MM

3

Quindi, per un gas avente una certa massa molecolare, il rapporto tra Nm e kg è 3 costante e pertanto il Nm è da considerarsi alla stregua di un'unità di massa. Il 3 riferimento al Nm invece che al kg è comodo perché permette di convertire le con centrazioni volumetriche in massiche senza bisogno di conoscere la massa molecolare del gas combusto, la cui determinazione non è immediata. E' però necessa ri o introdurre la massa molecolare dell'i nquinante: infatti, riferendosi per esempio al monossido di carbonio con MM=28 e ricordando la (7.7), si ottiene:

l ppmvd CO =

3)

1·10- 6 lanolco l !ano/ fumi secchi

=

28 ·10- 6 kgco mg = 1.249 - 22.413 Nm 3 Nm 3

(7 )

.8

Con la stessa form ulazione, se ci si riferisce a N02 (MM=46) l ppm equivale a 2.052 mg/Nm 3 , per S02 (MM=64) lo stesso numero diventa 2.855 e così via. E' da notare che la concentrazione in massa dipende ancora da lla diluizione con aria o vapore dei fumi: per effettuare le conve·rsioni a diversi tenori di 0 2 e ai fumi secchi 3 si usino sempre la (7.4) e la (7.5), con mg/Nm invece che ppmv. Un terzo possibile riferimento è quello della concentrazione riferita all'unità di energia, esprimibile ad esempio in mg di inquinante per MJ di energia termica liberata dalla combustione [mg/MJth]. Si tratta di un'unità di misura assai logica, che permette di fare a meno del concetto di diluizione e di dover quindi specificare il riferimento di Oz nei fumi , essendo il calore sviluppato indipendente dall'eccesso d'aria in sede di combustione. Concettua lmente simili sono anche: 3

la concentrazione riferita al kg o al Nm di combustibile usato [quindi con 3 pedice "f': mg/kgt o mg/Nm t]: la conversione con i mg/MJth passa attraver-


7.4

so al conoscenza del potere calorifico (solitamente LHV) del combustibile u3 sato [MJth/kgr o MJth/Nm r]; la concentrazione riferita alla produzione elettrica [mg/MJet o mg/kWhet]: è l'indice di maggior utilità per una centrale elettrica, ma non si applica ovviamente a caldaie e ad altri processi. La sua determinazione, noti i valori in mg/MJth, richiede di conoscere il rendimento [MJet/MJth] dell'impianto. Il problema applicativo di questa famiglia di indici, di per sé più significativi di quelli visti in precedenza, è che i sistemi di misura delle emissioni rilevano invece le concentrazioni volumetriche o, più raramente, massiche. La conversione da una con3 centrazione massi ca (es: mg/Nm di fumi) a una riferita all'energia di combustione 3 (es: mg/MJth) richiede di conoscere quanti Nm di fumi sono prodotti, con un certo tenore di Oz, dal combustibile in questione. Purtroppo, questa quantità varia sensibilmente da combustibile a combustibile: non solo è diverso tra combustibili liquidi, 1 solidi o gassosi, ma si differenzia anche per giacimento di provenienza , per processo di raffinazione nel caso dei derivati del petrolio, etc. Il calcolo non è complesso, ma richiede di conoscere, oltre al potere calorifico del combustibile, la sua composizione atomica, da cui derivare la reazione di combustione stechiometrica. La procedura, in certi casi abbastanza tediosa, può essere spiegata mediante un esempio: Problema: combustione di metano puro (CH4) con LHV=SO MJ/kg . E' data un'e3 missione di 50 mg di CO per Nm di fumi secchi con il 3% Oz. Esprimerla in 3 mg/Nm r e in mg/MJth. Soluzione: conviene anzitutto riportare il valore assegnato alla combustione stechiometrica del metano (eq.7.6), cioè a O% di Oz nei fumi:

50 [ mg CO

Nm3

g

J

=

50 · _2!_ 21-3

= 58.3 [ mgCO Nm3

3%0:

g

J 0%01

dove il pedice "g" è riferito ai fumi. Dalla reazione di combustione (7.6) si producono 8.52 moli di fumi secchi per mole di metano (pedice "f ", fuel). Si avrà: 3

. 8.52 Nmg = 497 mgco 58 .3 mgco 3 3 3 Nmg Nmf Nm

1

che risponde al l oquesito. Quindi, avendo il metano una massa molecola re MM 3 pari a 16.03, un Nm pesa 16.03/22.413 = 0.725 kg (eq.7.7); essendo il suo potere calorifico inferiore pari a 50 MJ/kg, per rispondere al 2° quesito si avrà: 3 497 mgco l Nm mgco 1 = 685 mgco ; 685mgco l kgJ = 13.7-3 kgf 50MJ1h l kgf MJ111 0.725 kgf.s. l Nmf Il procedimento non cambia con il tipo di inquinante trattato. Per costruire la reazione di combustione, nota la composizione atomica di un generico combustibile CnHmSk ( n atomi di carbonio, m di idrogeno e k di zolfo), basta ricordare che occorrono (n+m/4+k) moli di Oz, ognuna delle quali accompagnata da 3.76 moli di Nz.

1

3

Ad esempio, il gas naturale di produzione nazionale genera 8.57 m di fumi secchi (com bustione stechiometrica) per m 3 di gas, contro 9.15 di quello algerino.

7.5


7.2 Meccanismi di formazione di CO e NO Il livello di emissioni in un processo di combustione dipende dalle caratteristiche fisiche e chimiche del processo stesso e dalla geometria del componente in cui hanno sede le reazioni. Le concentrazioni locali delle varie specie chimiche che si formano e si distruggono nel processo hanno, come vedremo, la massima importanza nella formazione degli inquinanti. In generale, queste concentrazioni sono molto diverse da quelle suggerite dall'equilibrio chimico, sia che ci si riferisca alla temperatura di equilibrio dei gas nella fiamma adiabatica o nelle condizioni in cui vengono rilasciati nell'atmosfera. La fig. 7.2 mostra appunto, per una combustione di metano con diversi À, come le 2400 .--~---...,.-------.,.----,,------, concentrazioni di CO e NO alla ~ temperatura di equilibrio siano mol- .g' 2200 ...... ;........ .., . ......... ) ........... ) ............ .. to elevate (migliaia di ppm) e co- ..o : i i i me, riportando il gas combusto a ~ 2000 ..... ;...............:...............~ . ........... f------------·· 1000 K, siano virtualmente assenti o· · · · Q) i i i : all'equilibrio chimico. Fa natura!ci. ------~---------- --- .:...............~-- ------------~---mente eccezione la concentrazione E 1800 i i di CO per À< l, che rimane anche Q) : : nei gas a bassa temperatura come f- 1600 · · prodotto di combustione incompleta del carbonio per insufficienza di 02. Poiché nella pratica si rileval E-2 no invece emissioni effettive in miQ) : ..... : sura intermedia tra i valori suggeriti co 1 in fig.7.2, si capisce come l'equilibrio chimico sia insufficiente a descrivere il fenomeno: le concentrazioni non restano "congelate" ai valori elevati presenti nella fiamma, ma nemmeno si portano ai valori trascurabili suggeriti dall'equilibrio a basse temperature. Le reazioni sono pertanto maggiormente governate dalla cinetica chimica piuttosto che dall'equilibrio. Per alcuni inqui0.8 l 1.2 1.4 1.6 nanti, tipicamente il monossido di Rapporto di equ ivalenza carbonio, il processo di creazione e distruzione è intimamente legato Fig.7. 2: Produzione di CO (linee continue) e alla reazione di combustione; altri di NO (linee tratteggiate), all'equilibrio chimiinquinanti, come i NOx, non fanno co, in una fiamma premiscelata di metano e direttamente parte del processo, aria a 25"C con diversi Il, alla temperatura di ma la loro evoluzione ne è diretta- equilibrio della fiamma adiabatica (il cui valomente condizionata. re è riportato nel grafico in alto) e dopo raffreddamento a 1600 e 1000 K.

----·+·----

si proSi avrà:

re MM il suo

7 .2.1 Formazione e distruzione di CO La formazione di CO è uno dei meccan ismi fondamentali della combustione degli idrocarburi. Il CO si forma assai rapidamente nelle prima parte della fiamma, dalle numerose possibili reazioni che coinvolgono i radicali e gli aldeidi ricavati da l-

7.6


l'idrocarburo di partenza, nella decomposizione dello stesso (e del comburente) alle alte temperature. Ad esempio una possibile catena di reazion i può essere: CH 4 + 0H~CH 3 +H2 0; CH 3 +0~CH 2 0+H

CH 2 0+H~HCO +H 2 ; HCO + O~CO + OH

(7.9)

che avvengono in rapidissima successione nella fiamma; numerose altre reazioni dovrebbero essere considerate per una ricostruzione rea listica del fenomeno. Più interessante è, ai fini delle emissioni, il meccanismo di distruzione della CO a formare C02, che è principalmente governato dalle seguenti reazioni:

CO+OH ~C02 + H ; CO + H02 ~C02 +OH

c7 .1o)

La prima è quella che governa il processo alle alte tem perature mentre la seconda è significativa nel campo di temperature tra 1000 e 1500 K. La reazione C0+02 --7 C02+0 è invece molto lenta, anche alle alte temperature, e non sembra importante nelle fiamme di idrocarburi, dove è presente un'ampia concentrazione di radicali, soprattutto l'OH. Riconoscendo questo come il principale responsabile dell'ossidazione del CO (eq.7 .10, prima reazione), si consideri che la sua reazione di formazione è O+H20 --7 20H, in cui l'ossigeno atomico è prodotto da lla 0 2 --7 20. Unendo queste due reazioni si può scrivere la concentrazione di OH all'equilibrio, e applicare le regole della cinetica chimica alla prima delle (7.10):

[OH Jeq = K(T} · [ H 20/12 ·[02}114 - d{CO} = k {CO} [OH ] =k · K(T) · [CO}· [ H 2 0 ] 112 · [ O 2/14 dt eq

( 7 · 11 )

dove il suffisso "eq" si riferisce alle condizioni di equilibrio e i valori t ra parentesi quadre sono le concentrazioni dei reagenti. L'eq. 7.11 ci dice con che legge la velocità di abbattimento di CO dipende dalle concentrazioni di ossigeno e di acqua. La deviazione della concentrazione di OH da quella all'equilibrio rende qualitativa l'eq.7.11. La letteratura propone valutazioni empiriche per il gruppo k· K( T), del 8 tipo A-T -exp( -C/T), con A, B e C costanti opportune e T la temperatura locale. Pertanto, la temperatura gioca un ruolo importante nel governare l'ossidazione di CO, che procede tanto più rapidamente quanto T è elevata: bisogna evit are che la fiamma incontri pareti o zone fredde che "congelano" il CO esistente, inibendone la distruzione. Questo aspetto è rilevante nei motori alternativi (pareti del cilindro, pistone) che sono infatti generosi produttori di CO, assai più che le t urbine a gas. La presenza della concentrazione di 0 2 nella 7.11 ci indica che l'altro elemento fondamentale nella distruzione di CO, peraltro facilmente prevedibile, è l'abbondanza di ossigeno. Non è invece utile agire in modo diretto sulla concentrazione di acqua, in quanto una sua iniezione abbasserebbe anzitut to la temperatura di fiamma, ottenendo un effetto opposto.

7.2. 2 Formazione di NO Bisogna anzitutto chiarire, che sebbene le normative si riferiscano genericamente ai NOx come a N02 e non facciano distinzione tra NO e N02, gli ossidi di azoto vengono prodotti quasi esclusivamente come NO (più piccolissime frazioni di N02 e N20), che vengono poi in parte ossidati con lentezza (rispet t o alle ·velocità di reazione nella combustione) a NOz. E' quindi sostanzialmente corretto parla re solo di formazione di NO. L'NO si forma secondo tre diversi meccanismi:

7.7


•

.11)

"thermal" NO: per dissociazione e successiva ossidazione per via termica (ossia favorita dalle alte temperature) dell'azoto molecolare contenuto nell'aria comburente; "prompt" NO: si formano immediatamente nella zona di fiamma per reazione dell'azoto con i radi cali degli idrocarburi; "fuel" NO: generati dall'azoto presente nel combustibile non in forma molecolare (N2), ma legato chimicamente in forma di ciano e ammine composti, da cui, alle elevate temperature, si originano specie più semplici quali NHJ e HCN, che a loro volta si dissociano e si ossidano a NO.

Per combustibili privi di azoto legato, come il gas naturale, il meccanismo dominante è quello "thermal ": i "prompt" sono ritenuti responsabili di circa 1+5 ppm e diventano importanti solo se si sono effettuate drastiche operazioni di abbattimento dei "thermal" . I "fuel" NO rappresentano un problema rilevante per il carbone e gli oli combusti bili pesanti, dove il contenut o di azoto legato può arrivare all' 1+1.5%, perché è molto difficile intervenire per !imitarne la formazione. Non parleremo quindi ulteri ormente di "fuel" NO, essendo il problema di scarso rilievo nelle turbine a gas, visti i combustibili da esse accettate : a questo proposito va ripetuto che l'eventuale presenza di N2 nel gas naturale non genera "fuel" NO, in quanto questo non altera apprezzabilmente le altissime concentrazioni di N2 apportato dall'aria . Anzi, la diluizione del combustibile con azoto molecolare è in certi casi usata come sistema di riduzione dei NO termici, come vedremo alla fine del par.7 .3. 1. Riguard o la formazi one dei NO termici, che rappresentano la quota di gran lunga dominante nella combustione in una turbina a gas, le tre principali reazioni coinvolte, così come individuate dalla classica f ormulazione di Zel'dovich, sono :

O+N2 parentesi e la veloacqua. La cualitativa K( T), del le. Perdi co, che la done la cilindro, a gas. ento fon:Jondanza di acqua, 1ma, ot-

~NO +

N

(a)

N +fiJ2 ~NO+O

(b)

N + OH ~NO + H

(c)

(7.12)

Formul ando l'ipotesi che la formazione di N dalla reazione 7 .1 2a sia pari alla rimozione dalle altre due reazioni e che la concentrazione di OH sia all'equilibrio, è possibile con le leggi della cinetica chimica (secondo una procedura introdotta dallo stesso Zel'dovich, che non riportiamo essendo di una certa complessità) scrivere la velocità di formazione di NO (cioè la derivata rispetto al tempo della sua concentrazione) in fu nzione delle costanti di equilibrio delle reazioni 7.12. Semplificando tale formulazione sulla base dell'ipotesi che la concentrazione di NO sia nulla all'istante iniziale, si può ottenere una semplice espressione della massima velocità di formazione (cioè quella al tempo zero), ossia:

d[NO] = 2 k [O} [N 21 ; k =1.8 ·108 exp(-38400) dt T

(7.13)

3

dove k è la costante cinetica della 7.12a, in m /(mol·s). Si consideri poi che la concentrazione di O può essere espressa come: genericadi azoi di N02 di reare solo di

[Ol eq=K[02}~2

; K=3.97 ·105-r- 112

exp(3~090)

(7.14) 3

dove K è la costante di equ ilibri o della reazione 0 2 ---+ 20, in mol/m • Si può allora scrivere la massima velocità di formazione di NO, espressa in mol/m 3/s, come :


7.8

- 1.45 · 1014 T -112 exp ( -69490 -d[NO) --) [ 02 }112 [ N2 J dt T

(7.15)

La (7 .15) mostra chiaramente la fortissima dipendenza del la formazio ne di NO dalla temperatura dei gas combusti, illustrata da lla fig.7.3. Più debole, ma significativa, è la dipendenza dalla concentrazione di ossigeno; si noti che la concentrazione di azoto è invece un parametro influente ma di scarsa importanza applicativa, essendo questi comunque largamente presente nella combust ione con aria, con concentrazione molare all'incirca costante. Si possono così anticipare i concetti su cui sono basati i metodi più utilizzati per ridurre la fo rmazione di NO in sede di combu stione che discuteremo nel successivo paragrafo: (i) riduzione della temperatura nella combustione, (ii) riduzione della disponibilità di ossigeno. 1.E+OO ..----":"""""------:----r---r---~

~

1.E-01

+-- - + -- -

Ql

c

o

.N <1l

E

'.E

1.E-03

"O

1.E-07 .J----4----+---...---.;....-- .;....---! 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000

Temperatura, K Fig.7.3: Velocità relativa di formazione di NO (fatta pari a l la velocità a 3000 K), in funzione della temperatura locale di equilibrio (da eq.7.15). Diamo infine alcune informazioni qualitative sulla fo rmazione dei prompt NO. E' stato verificato che all'interno della fiamma la formazione di NO eccede i limiti proposti dal meccanismo termico. In particolare la concentrazione dei rad ica li, specie OH, eccede i valori di equilibrio nelle zone a maggior t emperatura. Nelle fiamme ad alto tenore di combustibile, un eccesso di OH non è spiegazione soddisfacent e e si ritiene che reazioni tipo CH+N 2---+ HCN + N possano spiegare la rapida formazione di N a seguito ossidato a NO. Da un punto di vista pratico, i "prompt" NO sono rilevanti in caso di un abbattimento molto efficace di quelli termici. La produzione di NO è possibile anche da protossido di azoto N20, attr averso una sequenza di reazioni schematizzabile come: O +Nz

H

NzO

;

NzO+ O

H

NO+NO

;

NzO+H

H

NO+ NH

Questo meccanismo spiega la formazione di NO in eccesso di ossi·geno e a temperature moderate, ovvero laddove le condizioni povere riducono la formazione di CH; (e conseguentemente i prompt NO) e le basse t emperature diminuiscono la

7.9

wmbinati


7.1 5)

formazione dei thermal NO. Tutte queste circostanze portano il ciclo N20 ad essere una fonte importante di NO in combustioni premiscelate in eccesso d'aria, specialmente ad alte pressioni, come in alcune turbine a gas.

li '0 daliiçilificatif1~z ione

a ·,a,

escon con!t::i su cui combuw eratura

7.3 Sistemi di riduzione di NO in sede di combustione Pur nei limiti intrinseci dell'approccio che ha portato all'eq.7. 15 e quindi senza pretesa di forni re indicazioni numeriche attendibili in termini assoluti, la discussione svolta suggerisce correttamente l'andamento tendenziale del fenomeno in f unzione della temperatura (fig.7.3) e ci consente di discutere le linee guida da seguire per ottenere emissioni accettabili di NOX' !imitandone la formazione in sede di combustione, che possono essere così riassunte: l.

Ridurre i tempi di residenza nel combustore: infatti l'eq.7.15 esprime una derivata positiva rispetto al tempo, che indica una concentrazione crescente col tempo. Tuttavia esistono tempi fisici minim i perché le reazioni normali di combustione possano avvenire, e in particolare l'ossidazione di CO: ricordiamo che la presenza di CO, oltre ad essere di fonte di inquinamento, è indice di cattiva combustione e incompleto sfruttamento del combustibile . 2. Ridurre la concentrazione di 02 in vicinanza della fiamma: ciò è possibile con una combustione "ricca", co mbuzona zona di s cioè con un rapporto di equivalenza ~ primaria diluizione maggiore dell'unità. Poiché questa À.< l À. >>l comporta alte emissioni di CO è necessario far seguire una forte diaria luizione con aria per attenerne il aria di suo abbattimento e quindi il com p rimaria diluizione pletamento della combustione.

"''"

.:{}(} K),

.-.pt NO. e · limiti

12 i, spe"'amme ~e:;te

e

rrczione 0:"10 rile-

Questo concetto è noto come "air- Fig.7.4: Concetto di funzionamento di staged combustion" (fig.7.4), spesso perseguito nei combustori DLN un combustore con "air-staging". insieme ad altri interventi. 3. La concentrazione di azoto è un parametro influente ma di scarsa importanza applicativa, essendo questi comunque largamente presente nella combustione in aria, con concentrazione molare assegnata e non certo modificabile ai fini dell'abbattimento delle emissioni. 4. La via maestra è diminuire la temperatura di equilibrio della fiamma. L'eq. 7.15 mostra chiaramente la dipendenza esponenziale della formazione di NO dalla temperatura, a pari ogni altra condizione, illustrata dalla fig.7.3. Vale la pena di insistere sui valori numerici riportati nella figura, assegnando all'ordinata il significato fisico di proporzionalità alla velocità di formazione di NO e quindi alla concentrazione di NO a pari caratteristiche di un combustore: assumendo come indicativa di Teq la temperatura della fiamma adiabatica e considerando che questa presenta, nelle turbine a gas avanzate, valori attorno ai 2550 K con gas naturale, si vede dalla figura come una riduzione di tale temperatu ra di circa 200 K sia sufficiente ad ottenere una riduzione di circa un ordine di grandezza delle emissioni di NO. L'ultimo punto è quello su cui si concentrano maggiormente tutti gli sforzi dei costruttori. Esistono molte tecniche per ottenere questo risultato. La temperatura


7.10

della fiamma, dati un certo combustibile e un certo comburente, è funzione del rapporto di equivalenza, come evidenziato qualitativamente in fig.7.5. Il picco di temperatura e quindi di produzione di NO si verifica per la combustione stechiometrica, che sviluppa tutta la potenza termica del combustibile distribuendola sulla minor massa di reagenti possibile . La già citata "air-staged combustion" agisce anche in questo senso, in quanto sia nella zona di combustione ricca che in quella povera la temperatura è automaticamente ridotta rispetto alla temperatura stechiometrica. Nei combustori tradizionali delle turbine a gas la combustione è tuttavia di tipo diffusivo (cioè il combustibile viene iniettato nel flusso di aria e l'ossigeno "entra" nella fiamma per diffusione, cioè per differente concentrazion e tra l'ambiente esterno - aria - e quello interno alla fiamma dove I'02 è consumato dalle reazioni chimiche): nelle fiamme diffusive il rapporto aria/combustibile è sostanzialmente quello stechiometrico, nonostante le turbine a gas utilizzino complessivamente una quantità di aria almeno doppia rispetto a quella stechiometrica (Cap.2.2). I tradizionali combustori diffusivi (i più semplici ed economici come realizzazione e regolazione) operano perciò in condizioni di massima produzione di NO, come si può vedere in fig.7.5. Occorrerà quindi analizzare altre soluzioni per contenere le emissioni di NO. convenzionale (fiamma diffusiva)

ro

staged, zona primaria

Eo

E z ro

.N

....., ro

~

E

(JJ ...._ D..

E (JJ

.E

spegnimento

comb. 1 comb. povera ricca

l

f-

Rapporto combustibile

l

aria

Fig.7.5: Andamento qualitativo della temperatura di fiamma e della formazione di NO con il rapporto di equivalenza, con indicazione delle situazioni ricorrenti nelle turbine a gas.

7 .3.1 Iniezione di acqua o vapore Il metodo più semplice per ovviare a questo problema senza abbandonare il concetto di combustore diffusivo è l'aggiunta al combustibile di un inerte, cioè di una specie chimica che non dà luogo a reazioni esoterm iche, che, intimamente miscelato al combustibile, assorbe calore nella zona di fiamma per portarsi anch'esso alla temperatura della combustione . La potenza termica sviluppata (invariata dalla presenza dell'inerte) deve provvedere al riscaldamento di una maggior massa di reagenti, diminuendo quindi la temperatura raggiunta dai prodotti di combustione. Ovviamente l'inerte deve essere largamente disponibile a basso costo e non risultare aggressivo nei confronti della struttura della macchina. L'acqua, in forma liquida o vapore, risponde a queste caratteristiche, almeno in gran parte: è un metodo da sempre utilizzato, in quanto facilmente realizzabile, adat-


7.11

tabile a combustori pre-esistenti e valido anche con combustibili liquidi. L'efficacia dell'abbattimento di NO è visibi le in fig. 7.6, dove sono mostrate, per una combustione stechiometrica a 15 bar di metano con aria comburente a 400°C (condizioni tipiche delle turbine a gas): (i) la temperatura di equilibrio della fiamma adiabatica, (ii) la velocità di formazione di NO, secondo la 7.15, in termini relativi alla combustione senza diluizione, come conseguenza delle temperature di equilibrio ottenute. Queste due grandezze sono state calcolate per una diluizione (in termini massici) del combustibile con quattro sostanze: acqua (a 25°C), vapore d'acqua, azoto e aria (a 400°C). I valori di fig.7.6, pur se calcolati teoricamente e quindi influenzati dalle approssimazioni concettua li dell'eq.7.15, mostrano che l'acqua è il diluente più efficace, poiché sottrae calore alla fiamma sia per assorbire il calore sensibile che quello latente di evaporazione; l'abbattimento di temperatura, e quindi di produzione di NO, è drastico già con rapporti 0.5+1 rispetto al combustibile. Non vi sono quindi dubbi che si tratti di un metodo efficace: si tenga però presente che, oltre a un ra pporto di diluizione attorno all'unità, si verifica un apprezzabile aumento di CO, in virtù dei meccanismi già discussi . L'iniezione di acqua presenta però una serie di controindicazioni notevoli: • il consumo è rilevante e può porre problemi di approvvigionamento; • l'acqua deve essere trattata e demineralizzata con grande cura, con un aumento dei costi di impianto e di gestione, come già discusso in 5.5.1; • si verifica una diminuzione della vita utile del combustore, per effetto di sporcamente e incrostazioni, che aumentano la temperatura operativa del liner; • vi sono rilevanti influenze sulle prestazioni termodinamiche. 25oo.-------~------~------~------.1.5

o z Q)

c .Q

~

e~

2250 ~::<:··---------+------------------

~

........ ·.......... ···t·-..

.3

·:·:·.. ····... :

Q)

\\

a.

·._ ·....

E

·aria

• • ••• :

-. ·..

~--------------Vap:ore

: acqua l

:

r··... ···-..l.·... : ··...

{". 2000 -···· ...',._..>,,L...

1

:

:

)1..•. ..

.azoto.L.:::.>"-•-..

E L..

.2

.:

····...r-······... : ············--.r~i ~::::·········· >·. vapore .......... l -~cq ua.. l-.................l, .....

N

ro

ro > :p

0.5 ~ L..

Q)

>

-:···················:....... ··········

:

175o~--~--~--~------~~====~--~ o

o

0.5

1

1.5

2

Rapporto di diluizione Fig.7.6: Temperatura della fiamma all'equilibrio e velocità di formazione di NO (relativa alla condizione senza diluizione) in funzione del rapporto in massa tra portata di diluizione e di combustibile (metano). Aria a 400'C, 15 bar; acqua a 25'C, diluenti gassosi a 400 'C.

-.:cat-

L'ultimo punto va discusso con attenzione: supponendo di ·operare a pari portata d'a ria e a pari TIT, l'acqua vaporizzata nel combustore espande nella turbina, causando un considerevole aumento della potenza sviluppata. E' però necessa-

••


7.12

rio aumentare la portata di combustibile per fornire il calore assorbito dall'acqua mantenendo inalterate le condizioni di ingresso in turbina. Si verifica pertanto una diminuzione del rendimento, che può essere dimostrata con il primo principio (maggior rilascio di calore all'ambiente, legato alla dispersione in atmosfera del vapore presente allo scarico) o con il secondo principio (ancora per la distruzione dell'exergia dei gas, in relazione al vapore disperso, e per la maggior irreversibilità nella combustione, legata al carico termico incrementato) . Nel funzionamento in ciclo combinato, parte del calore sensibile disponibile nei gas di scarico viene recuperato con una maggior produzione di vapore: si assiste ad una attenuazione dello scadimento di rendimento, che tuttavia permane. Considerazioni simili si possono fare per l'iniezione di vapore. L'effetto di riduzione delle emissioni è elevato, anche se meno drastico che con acqua, in quanto la temperatura di fiamma viene mitigata da lla sola richiesta di calore sensibile. E' però possibile aumentare il rapporto di diluizione, in quanto l'aumento di produzione di CO è meno marcato che con l'iniezione di acqua. Assai minori sono pure i problemi di incrostazione del combustore, per cui la pratica dell'iniezione di vapore può essere considerata molto più sicura dal punto di vista applicativo. Se consideriamo invece le conseguenze sulle prestazioni, bisogna ricordare che il vapore va generato a valle della turbina a gas con un processo di recupero termico. Pertanto, riferendosi al ciclo semplice, l'iniezione di vapore migliora sia la potenza che il rendimento, come abbiamo visto in 5.5.1 per i cicli STIG. Se ci riferiamo invece a un ciclo combinato, il vapore iniettato è da considerarsi sottratto all'espansione nella turbina a vapore . In questo caso si verifica che: (i) aumenta la potenza della turbina a gas, (ii) diminuisce quella della turbina a vapore, ma in misura inferiore alla quota di vapore sottratto poiché la caldaia a recupero agisce su una maggior portata di fumi, generando più vapore, (iii) diminuisce il rendimento, per gli stessi motivi per cui un ciclo STIG è meno efficiente di un ciclo combinato. Le implicazioni numeriche dei concetti sopra esposti sono esemplificate in Tab.7.1, che ha per oggetto una turbina a gas heavy-duty con 13=15, TIT= 1280°C e portata di aria di 600 kg/s, funzionante sia in ciclo semplice sia con un ciclo a recupero a tre livelli con reheat. Sono confrontate le tre seguenti condizioni: (i) nessuna diluizione del combustibile; (ii) diluizione con acqua a 25°C, rapporto acqua/combustibile pari a uno; (iii) diluizione con vapore prelevato a valle del reheater a 20 bar, 538°C (condizione ottimale per il rendimento), sempre con ra pporto di diluizione unitario. I valori confermano quanto detto in precedenza: è da notare come soprattutto l'iniezione di acqua abbia un forte effetto riduttivo sul rendimento, ma aumenti dell'H% circa la potenza sia in ciclo semplice che combinato. Più moderata l'influenza dell'iniezione di vapore, che è però possibile praticare in proporzioni più generose di quelle ipotizzate nella tabella.

Tab.7. 1 : Effetto della iniezione d acqua o vapore, a portata pari a quella di combustibile, su rendimento e potenza di un ciclo semplice e di un ciclo combinato.

Tipo di diluizione Potenza termica entrante, MW Potenza turbina a gas, MW Rendimento turbogas, % Potenza ciclo combinato, MW Rendimento ciclo combinato, %

Senza diluìzione

Diluizione con acgua

Diluizione con vaeore

625.3 219.5 35.11 346.2 55.36

716.8 242.2 33 .79 379.0 52.88

651.4 238.3 36.58 356.2 54.68

ombinati


a 'acqua

In fig.7.6 sono pure riportati i risultati ottenibili diluendo il combustibile con azoto e con aria. Il primo caso è utile negli impianti di gassificazione del carbone, dove la presenza di un'unità di separazione aria rende disponibili grandi quantità di azoto ad elevata purezza. Il suo effetto è meno marcato che con il vapore, a causa del minor calore specifico dell'azoto; è tuttavia possibile realizzare forti rapporti di diluizione. Il lettore non deve sorprendersi del fatto che l'aggiunta di azoto possa far diminuire la produzione di ossidi di azoto, in quanto il fenomeno è governato dalla temperatura della fiamma. In genere, l'indisponibilità di azoto rende però l'utilizzo di questo diluente di scarso rilievo pratico in impianti diversi da quello citato. La diluizione con aria è invece un caso ben diverso da quelli considerati in questo paragrafo, in quanto l'aria non è certo un inerte nelle reazioni di combustione: sarà perciò l'oggetto del prossimo paragrafo. Si può aggiungere a questo proposito che anche i gas combusti di una turbina a gas non possono essere considerati inerti, per il loro elev ato contenuto di ossigeno . Il loro impiego come diluente è invece pratica abbastanza diffusa per i motori alternativi e talvolta anche nei generatori di vapore, casi nei quali il contenuto di 02 nei gas combusti è assai ridotto. Tale pratica è nota come EGR (exhaust gas recirculation).

anto una principio ;t'era del itruzione ersibilità nento in ne recu~e dello

tfetto di equa, in -e sensinento di ori sono !Zione di ltivo. Se he il vatermico. potenza iamo inespanpotenza Jra infer:a mag, per gli

ficate in 1280°( , ciclo a ~oni : (i) orto acrehea~porto di t notare rdi men.ato. Più ! ·n pro-

di com-

a:o.

»ne con Klre

1.4

8.3

.58 6.2 .68

7.13

7.3.2 Combustori a secco (DLN) I metodi di abbattimento con acqua o vapore, a causa dei problemi d'esercizio segnalati nel precedente paragrafo, non possono essere considerati una risposta pienamente soddisfacente alla problematica delle emissioni: i costruttori di turbine a gas hanno quindi investito grandi risorse per sviluppare combustori a basse emissioni senza addizione di acqua, chiamati DLN ( dry-low-NOx) o con altri acronimi commerciali. I combustori DLN utilizzano quindi l'aria eccedente rispetto a quella stechiometrica (ampiamente disponibile nelle turbine a gas) per abbattere la temperatura della fiamma. Ciò si verifica solamente se l'aria in eccesso è fisicamente presente nei limiti della fiamma, cosa che non succede con meccanismi diffusivi ma richiede la combustione premiscelata: aria e combustibile vengono miscelati nella proporzione voluta e solo in seguito viene attivata la reazione di combustione (ignizione). La combustione avviene e si mantiene stabile solo entro 2 ben determinati limiti di infiammabilità che devono essere rispettati nella premiscelazione (fig.7.5 : una miscela troppo povera si estinguerebbe); quando la miscela viene portata a temperature superiori a quelle di ignizione (circa 700°C per metano/aria) si sostengono le reazioni di combustione. Pertanto, la progettazione di un combustore a basse emissioni di NOx non è operazione facile, in quanto i requisiti fondamental i di un combustore per turbine a gas:

l. assicurare la piena ossidazione del combustibile 2. mantenere una fiamma stabile e con piccole oscillazioni di pressione 3. garantire un temperatura assegnata dei gas uscenti devono essere garantiti in tutte le possibili condizioni di funzionamento, da quello di massima potenza a quello di 'idle' (marcia a vuoto) e di ignizione, caratterizzati da grandi variazioni del la portata di combustibile e quindi del rapporto aria/combustibile. Per rendersi conto della problematica progettuale, bisogna pensare che la zona di premiscelazione e quella di combustione devono essere concettualmente separate da un condotto (o da un ugello) in cui la velocità della miRicordiamo che una miscela troppo povera o troppo ricca di combustibile non è infiammabile: nel caso metano l aria in condizioni standard la miscela è infiammabile se la frazione molare di metano è comp resa tra 5 e 15 %.

7.14


scela deve essere superiore alla velocità di propagazione della fiamma (0.45- 0. 7 m/s per metano/aria a seconda della temperatura e pressione), pena il cosiddetto "flash-back" o ritorno di fiamma, che avrebbe conseguenze molto gravi sulla sicurezza e sull'integrità della macchina. La velocità non deve però essere tale da causare il distacco della fiamma (blow- off) . Riassumendo, occorre che: l. il miscelamento sia ben realizzato (assai difficile con combustibili liquidi! ) 2. siano garantite le condizioni di stabilità della fiamma e di assenza di pulsazioni e altri fen omeni dinamici 3. vi siano margini adeguati rispetto al blow-off e al flash-back

Se ciò è relativamente facile da conseguire per una determinata condizione di funzionamento della macchina (ad esempio nella condizione di massima potenza) con ben note portate di aria e di combustibile, la vera difficoltà di realizzazione e di controllo di un combustore premiscelato consiste nel rispettare tali esigenze in tutte le possibili condizioni operative, compreso l'avviamento e la marcia a vuoto in cui la portata di combustibile è enormemente ridotta rispetto a quella nominale e quella di aria è pure ridotta ma in minor ragione, alterand o completamente le condizioni di velocità e di temperatura nella zona di combustione. Le soluzioni trovate sono piuttosto diversificate, hanno sempre un notevole grado di complessità e sono spesso coperte da una comprensibile riservatezza (la rilevanza commerciale del problema è grandissima!). La fig. 7. 7 mostra ad esempio il sistema DLN-1 impiegato da Genera i Electric sulle turbine industriali della classe E, un sistema ad oggi superato, ma didatticamente utile a comprendere le diverse modalità operative del combustore, che sono quattro: l.

2.

3. 4.

Primaria. Il combustibile è fornito solo alla zona primaria, unica sede di combustione. E' usato all'avviamento, nella fase di accelerazione e a bassi carichi (20%), fino a un certo valore della temperatura di combustione . Lean-lean. La fiamma è presente sia nella zona primaria che in quella secondaria con miscele moderatamente magre. Usato per carichi intermedi, fino al 50%. Secondaria. I l combustibile viene inviato solo alla zona secondaria. Serve come transizione alla fase successiva, per spegnere la fiamma nella zona primaria. Premix. Gran parte del combustibile (83%) è inviato alla zona primaria che serve come camera di premiscelazione (non vi è combustione). Nella zona secondaria la combustione è innescata dal restante combustibile. Si ottengono le emissioni ottimali dal 50% di carico fino al 100%.

La parte inferiore della fig. 7. 7 mostra i livelli di emissioni ottenuti: mentre nel fu nzionamento premiscelato (da 50 a 100% di carico) le emissioni sia di NOx che di CO sono estremamente contenute (con valori di 9 ppmvd come N02 all'usuale riferimento del 15% di 02), è importante notare che i valori sono notevolmente più elevati all'avviamento e a carichi ridotti. In generale, infatti, le turbine a gas con combustori DLN possono funzionare in tali condizioni solo per periodi di tempo molto limitati, per non eccedere i limiti di emissioni prescritti. Ciò condiziona il tipo di utilizzo delle macchine, che devono pertanto operare sempre in condizioni premiscelate, esclusi brevi transitori, o arrestarsi completamente. 3

La letteratura tecn ica "aperta" messa a disposizione da GE è abbondante ed argomentata. Nel sito www.gepower.com sono facilmente reperibili numerosi rapporti tecnici assai interessanti e di facile lettura - GER- da cui sono tratte alcune figure qui riportate.


7.15 t

ugelli combustibile --lOJ::=;=::!.=~- - - . - - - - - - - - - . primario zona di premiscelamento

zona di diluizione

ugelli combustibile secondario venturi da accensione a carico 20%

da 20% a 50% di carico

co mb.

83%

transizione a combustione premiscelata

6u

combustione premiscelata da 50% a 100% di carico

100

o

o

25

50 75 Carico turbina a gas, %

Fig7. 7: Schema di funzionamento e valori di emissioni ottenuti con combustore DLN da macchine GE di classe E (fonte: GE). I combustori più recenti hanno una struttura alquanto diversa da quello di fig.7.7, ma le modalità di funzionamento e le problematiche non sono dissimili. E' importante rilevare che anche per le macchine più avanzate (più 'calde' e quindi più critiche) le emissioni di NOx si attestano sui 10-25 ppm e il CO è virtualmente assente. La tab. 7.2 evidenzia i notevolissimi risultati conseguiti dai moderni combustori DLN, con i quali è possibile rispettare le normative di maggior diffusione con

7.16


ampio margine. Bisogna però ricordare che i combustori DLN presentano i seguenti svantaggi: (i) sono notevolmente più costosi di quelli normali; (ii) con combustibili liquidi forniscono livelli di emissioni decisamente più elevati che con gas naturale, (iii) non sono utilizzabili con combustibili ad alto contenuto di idrogeno, a causa dell'elevatissimo campo di infiammabilità deii'H2 che rende praticamente impossibile la premiscelazione (si tornerà su questo al Cap.S).

Tab.7.2 : Valori indicativi delle emissioni di NOx, espresse in ppmvd, 15% 02, come N02; valori relativi a turbine a gas alimentate a gas naturale. Limiti di legge, direttiva UE 2001/80/CE (da recepire entro gennaio 2008) Emissioni con combustori diffusivi Emissioni con iniezione acqua/vapore Emissioni con DLN, valori garantiti Emissioni attese con DLN avanzati

25 2007300 40760 15725 9715

ppm ppm ppm ppm ppm

7.4 Sistemi di depurazione dei gas combusti In qualsiasi pratica di riduzione dell'impatto ambientale è possibile agire in due modi completamente diversi: (i) evitare all'origine la produzione dell'elemento inquinante, che è quanto abbiamo considerato sinora, (ii) rimuovere l'inquinante prima di rilasciarlo in atmosfera, che è invece l'oggetto di questo paragrafo. La rimozione di NOx può essere effettuata direttamente nei fumi di combustione a valle della turbina a gas, con un processo di depurazione noto con l'acronimo SCR (Selective Catalytic Reduction). Il processo richiede l'iniezione di un elemento fortemente riducente, affinché si possano realizzare delle reazioni, appunto di riduzione, 4 in ambiente fortemente ricco di 02 come i gas combusti delle turbine a gas • Tale riducente è individuato generalmente nell'ammoniaca, che in presenza di un opportuno catalizzatore consente le seguenti reazioni di riduzione:

4N0+4NH3 +02

~4N2

+6H20

6N02 +8NH3 ~7 N2 +l2H20

(7.16)

In prat ica la reazione si ottiene spruzzando ammoniaca su una matrice ceramica a nido d'ape (honeycomb) o, più frequentemente, su una matrice metallica opportunamente corrugata. La matrice ha lo scopo di offrire una ampia superficie di contatto tra i gas combusti che la attraversano e i metalli di cui è ricoperta, che svolgono la funzione di catalizzatori (si tratta solitamente di pentossido di vanadio, V20s, o triossido di tungsteno, W03). Le reazioni della (7.16) avvengono con la massima efficienza in un campo di temperatura dei gas attorno ai 3007380°C, ma con opportuni affinamenti dei catalizzatori è possibile allargare questo campo di funzionamento. Negli impianti con turbina a gas, non è comunque difficile situare I'SCR in una zona con la temperatura ottimale, seguendo la curva di raffreddamento dei gas nella caldaia a recupero. Ciò si verifica normalmente in una sezione intermedia dell'evaporatore di alta pressione: per dotare un HRSG di SCR è quindi sufficiente prevedere uno spazio opportuno tra i diversi banchi di tale scambiatore. 4

Infatti, la rimozione di CO, qualora necessaria, consiste in una reazione di ossidazione e non necessita dell'aggiunta di altri elementi, essendo I'02 ampiamente presente nei fumi: è solo richiesto un opportuno catalizzatore ossidante per accelerare le reazioni.

J

ombinati


seguenti noustibili naturale, a causa npossibi-

In altre applicazioni rilevanti (le centrali a vapore con caldaie a carbone), la temperatura richiesta coincide con quella di scarico dei gas dall'economizzatore. L'utilizzo di ammoniaca pura come riducente comporta problemi non trascu rabili nello stoccaggio e nel trasporto di tale fluido, che è estremamente tossico, infiammabile, e richiede pressioni superiori ai 10-15 bar per restare liquido a temperatura ambiente . Una soluzione possibile è data dall'utilizzo di una soluzione di ammoniaca idrata (NH40H, liquida a pressione ambiente, ma che va iniettata allo stato di vapore con un conseguente consumo energetico) o di urea ((NH2)2CO) che è trasportata allo stato solido e va poi diluita in acqua. L'urea è assai più sicura ma più costosa: è quindi più indicata per impianti di taglia intermedia che per grandi centra li. Le modalità di funzionamento comunque non cambiano. Discutiamo i requisiti fondamenta li e le problematiche di esercizio degli SCR:

agire in !le mento Q.Jinante fo. La rie a valle tcR ( Seto fortec uzione, 4 as • Tale r oppor-

. : 6)

ramica a o:>portu~ di con:he svolanadio, o con la 10°C, ma ~ mpo di ~ situare fdament'one inè qui ndi biatore.

ilazione e nei fumi:

7.17

• Efficienza di conversione: è la quantità percentuale di NOx convertita in azoto. L'efficienza dipende da: (i) composizione, geometria ed estensione del catalizzatore, (ii) corretta e uniforme alimentazione di ammoniaca, (iii) temperatura operativa, che deve restare nel range prestabilito. L'efficienza di questi sistemi è generalmente compresa tra 1'85 e il 90%: va stabilita a livello di progetto, in funzione della concentrazione iniziale di NOx e dei valori finali da ottenere, tenendo presente che un suo aumento si riflette evidentemente sui costi. • Perdite di carico: la presenza della matrice catalizzata comporta un Llp allo scarico della turbina, che va contenuto agendo sulla geometria e sulla velocità di attraversamento. I valori più diffusi sono attorno ai 100 Pa . • Ammonia-slip: è la quantità di ammoniaca non convertita nella reazione e quindi presente nei gas di scarico. Deve essere estremamente ridotta per ovvi problemi di tossicità e per possibilità di reazioni successive deii'NH3 a formare elementi che provocano intasamento del catalizzatore (vedi dopo) . Tuttavia, il raggiun gimento di alte efficienze di conversione è aiutato da una generosa presenza di NH3: l'ammonia-slip è comunque inevitabile, anche mantenendo l'iniezione di NH3 al di sotto della proporzione stechiometrica suggerita dalle reazioni (7 .16 ), e va controllata mediante accurato dosaggio. • Durata del catalizzatore: è un fattore determinante condizionato da numerosi parametri di esercizio. Tra questi occorre citare: (i) erosione dovuta al naturale passaggio del gas, (ii) avvelenamento, causato da particolari elementi (arsenico, vanadio) contenuti nelle ceneri dei combustibili pesanti, (iii) "plugging", ovvero ostruzione o anche solo copertura del catalizzatore da parte di polveri, ceneri o di prodotti di reazione indesiderati. E' particolarmente rilevante in certe applicazioni lo sporcamente da solfato di ammonio, risultato di reazione dell'ammoniaca in eccesso con 1'503 che si forma neii'SCR per ossidazione catalitica di parte deii'S02 presente nei fumi, qua lora si usino combustibili contenenti zolfo. E' evidente che, ad esclusione del primo fenomeno, peraltro facilmente controllabile adottando basse velocità di attraversamento, si tratta di problemi di scarso rilievo con le turbine a gas alimentate a gas naturale, ma di notevole importanza per SCR posti a valle di generatori di vapore a carbone5 •

5 La denitrificazione dei fumi delle centra li a vapore è l'applicazione più significativa e importante per gli SCR. Con il carbone, gli NO di origine "fuel" sono presenti in misura comparabile a quelli termici, per cui le tecnologie di combustione a basso NOx non sono sufficienti a garantire emissioni contenute (l im ite UE 2001/80/CE: 200 mg/Nm 3 al 6% di 0 2) e il ricorso agli SCR è indispensabile. Si rimanda aii'App.A4 (par.A4.3.2) per la disposizione degli SCR nella linea di trattamento dei fumi nelle centrali a carbone.

7.18


Oltre al classico SCR, va citato il processo SCONOx, che consiste in: • una fase di ossidazione e adsorbimento, in cu i incombusti e CO vengono ossidati a C02 e acqua e l'NO a N02 su un catalizzatore a base di platino e un composto alcalino, K2C03: I'NOz viene adsorbito da l catalizzatore formando nitriti e nitrati di potassio (KN02 e KNOJ), • una fase di rigenerazione del catalizzatore mediante idrogeno (la reazione è: KN02+KN03+4H2+C02 ~ K2C03+4H20+N2) Lo SCONOx è oggi raramente impiegato a causa del suo costo molto elevato (i costi per kg di NO rimosso sono 3-4 volte superiori a quelli con SCR, a causa del costo del catalizzatore e dell'idrogeno richiesto per la rigenerazione ), ma è molto interessante per i livelli di emissioni straordinariamente bassi (anche di CO e incombusti) che è in grado di offrire. I n termini generali, nel confronto tra SCR e altre tecniche per l'abbattimento di NOx (combustori DLN, diluizione con inerti), restano da valutare i costi di rimozione, determinati dalla quota di capitale, dalla manutenzione (ad esempio, sostituzione del catalizzatore) e dall'esercizio (costo dell'ammoniaca, perdita di potenza a causa delle perdite di carico). Dalla pratica risulta che il ricorso aii'SCR viene posto come seconda opzione rispetto all'utilizzo dei combustori DLN, quantomeno nel caso di turbine a gas alimentate a gas naturale. Va peraltro segnalato che una combinazione di SCR e DLN può servire a raggiungere valori di emissioni veramente minime (ben al di sotto dei 10 ppm) , che potrebbero venire richiesti in particolari aree urbane soggette a restrizioni molto severe.

7.5 Altri inquinanti I NOx sono gli unici inquinanti emessi in quantitativi rilevanti dalle turbine a gas alimentate a gas naturale. Tuttavia è doveroso accennare ad altri· inquinanti (oltre al CO, già trattato) che sono essere presenti in quantitativi trascurabili con il gas naturale, ma che possono avere un certo rilievo con combustibili liquidi, specie se di bassa qualità . Gli elementi più importanti sono il particolato, gli IPA (idrocarburi policiclici aromatici) e gli aldeidi. Con le generica dizione "particolato" si intendono le particelle solide di origine sia inorganica (provenienti dall'aria ambiente e dalle ceneri eventualmente presenti nel combustibile, queste ultime assenti nel gas naturale), che organica, consistenti per lo più in r esidui carboniosi incombusti. Il particolato è classificato secondo la sua granulometria: ad esempio PM1o indica le polveri di diametro aerodinamico inferiore a 10 11m, PM2.s inferiore a 2.5 )lm e così via . Recenti investigazioni hanno accertato che il particolato nelle classi da PM1o a PM1 (quelle note a tutti come "polveri sottili") emesso da turbogas a gas naturale non è dissimile da quello presente nell'aria ambiente, anzi in ambienti inquinati è inferiore perché le frazioni più pesanti sono trattenute dai filtri dell'aria. Si è altresì verificato che la frazione organica (fuliggine) è virtualmente inesistente (non lo sarebbe con alimentazione a combustibili liguidi). I valori rilevati su moderne turbine a gas sono dell'ordine dei 3 10-50 !lg/Nm ( 15% 02): per confronto il limite 2001/ 80/CE per centrali a ca rbo ne è di SO mg/Nm 3 (al 6% 02) quindi almeno due ordini di grandezza più elevato! Per quanto riguarda gli IPA e gli aldeidi, la loro formazione non può essere esclusa in quanto fa parte delle possibili catene di reazioni di ossidazione e pirolisi del metano, ma viene minimizzata dalle temperatu re elevate e dall'eccesso di ossigeno, condizioni ricorrenti nelle turbine a gas. I valori rilevati sono dell'ordine del 3 3 ~tg/Nm e talvolta anche dei ng/Nm : trattasi spesso di quantità non misu rabili.


7. 19

7.6 Cenni alla produzione di biossido di carbonio Il biossido di carbonio (più noto come anidride carbonica) non è un gas di per sè nocivo, ma è ritenuto responsabile di una consistente attività per !"'effetto serra ". Con questa dizione si intende l'alterazione climatica del pianeta, dovuta a una diminuzione dell 'irraggiamento di cal ore dalla superficie terrestre verso lo spazio a causa della presenza in atmosfera di sostanze, prodotte dalle attività umane, capaci di un maggior assorbimento delle radiazioni nello spettro dell'infrarosso. La C02 è assai meno attiva in questo senso rispetto ad altri gas (es: idrocarburi, clorofluorocarburi, gli stessi ossidi di azoto) ma viene emessa in quantitativi ingenti dai processi di combustion e. Essendo il prodotto naturale di una buona combustione del carbonio, che costituisce la maggior frazione massica di qualsiasi combustibile fossile, il controllo delle sue emissioni esula tota lmente da interventi del tipo descritto in questo capitolo. Le strategie generali di riduzion e delle emissioni di C02 sono sostanzialmente di tre t ipi: • Sostituzione dei combustibili fossili con altre fonti di approvvigionamento energetico, quali il nucleare e le fonti rinnovabili (idrauliche, eoliche, geotermiche, solari, etc.). Si tratta di tecnologie perseguite da tempo, in vist a di un'alternativa strategica alla dipendenza energetica soprattutto dal petrolio. La loro penetrazione industriale, oltre gli attuali livelli, è ostacolata da vincoli di diversissima natura (sicurezza, disponibilità, economicità, etc.), la cui discussione esula totalmente dagli scopi di questo testo. • Separazione della C02 dai gas combusti o produzione di combustibili di sintesi a base di idrogeno con cattura della COz : trattasi di centrali che utilizzano i combustibili fossili, ma la C02, inevitabilmente prodotta, non è però dispersa in atmosfera, ma viene resa disponibile in uscita dalla centrale come un flusso ad elevata purezza e allo stato liquido. Questo flusso verrà quindi trasportato in appositi luoghi di "sequestro geologico" dove verrà accumulata per tempi virtualmente infiniti (acquiferi, giacimenti di idrocarburi o di carbone esa uriti o in via di esaurimento, alt re cavità sotterran ee). Ad oggi non sono in operazione impianti di questo tipo, ma la loro realizzazione non sembra comportare incognite tecnologiche note. In essi le turbine a gas giocano un ruolo insostituibile: se ne parlerà alla fine del Cap.8. • Rispa rmio energetico, aumento dei rendimenti di conversione, utilizzo di combustibili con minore conten uto di carbonio per unità termica sviluppata. In un simile contesto, il ruolo delle t urbine a gas e dei cicli combinati è di primissimo piano : questo breve paragrafo ha appunto lo solo scopo di inquadrarne il "peso" in relazione alle altre tecnologie di produzione elettrica. Infatti non vi è dubbio che l'adozione massiccia dei cicli combinati a gas naturale come tecnologia sostitutiva delle centrali a carbone abbia un effetto non risolutivo ma di notevole efficacia su lla riduzione delle emissioni di C02. Si consideri che: • L'aumento di rendimento di un generico ciclo di potenza comporta un minor consumo di combustibile a pari elettricità prodotta, e quindi, a pari tipo di combustibile usato, una minore emissione di C02. Seguendo i valori di Tab.4.5 (rJ=56% per un ciclo combinato e r]=43% per una centrale a carbone) ne consegue che per produrre 100 unità di energia elettrica sono necessarie 100/0.54 = 178 unità di combustibile contro 100/0.43 = 233: essendo la produzione di C02 proporzionale alla quantità di combustibile usato (sempre a parità di co m-


7.20

bustibile), si ottiene una riduzione delle emissioni del 24%. • Il gas naturale ha un rapporto idrogeno/carbonio elevato: ne consegue una minor produzione di C02 per kg bruciato, e, ciò che più conta, per MJ prodotto dalla combustione, come chiaramente evidenziato in Tab.7 .3. L'utilizzo di gas naturale consente una riduzione delle emissioni di C02 del 40% rispetto al carbone e del 26% rispetto all'olio combustibile, a pari potenza termica sviluppata.

Tab.7.3: Emissioni di C02 per i principali combustibili fossili. Combustibile {valori medi) Gas naturale Olio combustibile Carbone

0

/o C,

in

~eso

75

88 62

LHV, MJ/kg

kg di C02 ~er kgt

kg di co2 eer MJth

kg di C02 per MJe1

48 42 24

2.75 3.23 2.27

0.057 0.077 0.095

0 .102 (1)=56%) 0.179 (1)=43%) 0.221 (1)=43%)

L'effetto combinato dei due punti sopra segnalati giustifica l'ultima colonna di Tab. 7.3, da cui si evince che il ciclo combinato a gas naturale comporta, a pari produzione elettrica, un'emissione di C02 indicativamente pari alla metà di quanto si verifica con una centrale a carbone. Questo risultato non è da considerare come risolutivo per il problema co2, anche perché dipende dallo sfruttamento intensivo di una risorsa non illimitata come il gas naturale, ma può offrire una valido contributo nel medio termine al contenimento dell'effetto serra . Si può concludere questo capitolo affermando che le turbine a gas e in particolare i cicli combinati uniscono alle prestazioni termodinamiche di alt issimo livello un impatto ambientale globale nettamente più limitato rispetto ad ogni altra tecnologia basata sullo sfruttamento dei combustibili fossili. Rimandiamo al prossimo capitolo la discussione (seppure sintetica) di alcuni temi relativi ad un utilizzo delle turbine a gas in impianti avanzati, capaci di dare, in prospettiva, una risposta definitiva anche ai problemi dell'effetto serra (impianti con cattura di C02 per il successivo sequestro geologico).

8.1


Capitolo 8

LE TURBINE A GAS E IL CARBONE

Il futuro a breve e medio termine delle turbine a gas e dei cicli combinati alimentati a gas naturale è già stato in gran parte delineato nei precedenti capitoli. In questi anni (2005) si dovrebbe assistere, nel settore delle grandi unità per ciclo combinato, al consolidamento tecnologico e operativo di una classe di macchine caratterizzate da temperatura di ingresso in turbina dell'ordine dei 1400°C e oltre, mentre altre innovazioni potrebbero riguardare le turbine di taglia medio-piccola in modo da migliorarne la competitività, aumentandone i rendimenti, magari grazie anche all'adozione di rigenerazione e interrefrigerazione. L'elemento che però riveste maggiore importanza strategica nello sviluppo delle turbine a gas è, ad opinione dell'autore, la possibilità di rimuovere il loro più grave limite, cioè l'incapacità di funzionare con combustibili di basso pregio. Abbiamo infatti più volte discusso dei grandi vantaggi offerti da queste macchine nell'assetto in ciclo combinato, dimostrando che sono le più efficienti in termini termodinamici, le più economiche, le meno inquinanti, e così via, ma sempre e solo se abbinate al gas naturale. Considerando che le riserve accertate di combustibili fos1 sili sono fortemente sbilanciate a favore del carbone , e che comunque un paese industrializzato non può basarsi in esclusiva sulla fornitura di un solo tipo di combustibile, è facile capire quanto forte possa essere l'interesse dei grandi enti elettrici verso sistemi che uniscano le doti positive delle turbine a gas con la flessibilità in termin i di combustibile delle centrali a vapore. Attualmente sono aperte due strade per rendere compatibili le turbine a gas (e con esse i cicli combinati) con i combustibili pesanti, intendendo con questi non solo il carbone, ma anche residui di raffineria, oli pesanti, scisti bituminosi, orimulsion e altro: (i) la gassificazione, (ii) i letti fluidi pressurizzati. Di queste tecnologie parleremo nei prossimi paragrafi, privilegiando la prima per due motivi: (i) sembra ad oggi la più interessante, (ii) si presta ad operazioni di cattura della C02 che potrebbero in futuro rivelarsi decisive (ne parleremo nell'ultimo paragrafo) . La trattazione svolta in questo capitolo non potrà essere esaustiva, non solo perché si parla di impianti di grande complessità, ma anche perché ad oggi la tecnologia non è st andardizzata su una soluzione rivelatasi superiore alle altre. Si tratta infatti di un settore ancora in evoluzione in termini industriali, anche se sono stati realizzati con successo impianti dimostrativi (ma anche commerciali) di grande potenza. 1 Il rapporto R/ P (riserve accertate rispetto alla produzione annua) è dell'ordine dei 60-70 anni per il gas naturale e dei 250 anni per il carbone. Si tenga presente che le riserve accertate sono storicamente assai variabili a seguito di scoperte di nuovi giacimenti (ad esempio il rapporto R/P del gas naturale è sempre risultato lievemente crescente negli ultimi due o tre decenni), per cui il valore di 250 per il carbone è puramente indicativo, ma rappresenta chiaramente una disponibilità pressoché illimitata.

8.2


8.1 Gli impianti con gassificazione (IGCC) E' ben noto (par.2.2) che la turbina a gas non consente l'utilizzo diretto di combustibili di basso pregio, come il carbone e i residui di raffineria, i cui residui di combustione comporterebbero in brevissimo tempo intollerabili effetti di sporcamento, corrosione ed erosione dei delicati organi interni della macchina. Una possibile soluzione consiste nel ricorrere ad un passaggio intermedio, appunto la gassificazione, ossia la conversione del combustibile di partenza in un gas di sintesi (syngas) pulito e ben accettato da un motore a combustione interna come la turbina a gas. Da questo principio deriva l'acronimo IGCC (Integrated Gasification Combined Cycle) con cui è nota questa tipologia di impianti. La gassificazione è un processo perseguito a livello industriale da almeno un secolo (i primi sistemi risalgono addirittura alla prima metà dell'800), che ha avuto grande diffusione per la produzione di gas manufatturato (il cosiddetto gas di città) e, più recentemente, per la produzione di benzine sintetiche e di composti di base per l'industria chimica . Fino agli shock petroliferi degli anni 70 la grande disponibilità a basso costo di petrolio, e poi di gas naturale, ha limitato l'interesse per questa tecnologia a particolari aree geografiche ricche di carbone ma prive di alt re risorse fossili (ad esempio il SudAfrica), per produrre combustibili sintetici e per la chimica di base. Dapprima l'incremento dei prezzi del petrolio e poi l'attenzione ai problemi ambientali e alle problematiche di sma ltimento dei residui di raffineria, ha nno rivalutato in parte l'interesse per la gassificazione integrata con la produzione di elettricità in grande scala, sfruttando gli elevati rendimenti dei cicli combinati. L'aggiunta di sezioni rilevanti di impianto al ciclo combinato comporta, come vedremo, oneri aggiuntivi che frenano il raggiung imento della competitività rispetto alla classica tecnologia delle centrali a vapore, rivitalizzata dai recenti avanza menti descritti nell'appendice A4 (è usuale riferirsi ai cicli a vapore avanzati con l'acronimo USC - Ultra Supercritical Cy cle - a ricordare l'utilizzo di pressioni massime molto elevate, importante ma non unica chiave per l'ottenimento di alti rendimenti). Ad oggi sembra delinearsi una situazione per cui la soluzione USC risulta quella preferita per l'utilizzo di carbone di buona qualità, mentre gli IGCC, per le migliori prestazioni ambientali, vengono preferiti nel caso di combustibili fossili di minor valore commerciale (carbone ad alto contenuto di cenere e zolfo, orimulsion) e soprattutto di residui di raffineria (tar, asfalti, coke), setto re quest'ultimo in cui si sono avute importanti realizzazioni.

8.1.1 Descrizione generale La gassificazione consiste nella trasformazione di un combustibile solido o liquido in un gas combustibile, principalmente a segu ito di reazioni di ossidazione parziale che trasferiscono il potere calorifico del combustibile originario principalmente a CO e H2. L'interesse dell'industria energetica verso processi di grande capacità ha orientato le soluzioni tecniche v erso reattori pressurizzati alimentati ad ossigeno (piuttosto che ad aria), da integrarsi con la sezione di potenza. La sezione di gassificazione ha come componente principa le il reattore di gassificazione, ma è in realtà composta da numerosi sottoimpianti, che a loro volta possono interagire con ilciclo di potenza, che è concettualmente del tutto simile a un ciclo combinato a gas naturale (ne approfondiremo le differenze nel par.8.1.4). Per i vari sottoimpianti schematizzati in fig.8.1, si consideri che:

8.3


•

Isola di Gasificazione

-

Elettr.

TRATT. CARBONE

r+

carbone l

SYNGAS COOLING

syngas l l

j vapore

~

"'

u

"'

c. >

"'

acqua/vapore

i

l

syngas depura t o

gas combusti

CICLO A VAPORE

E~

l l

---

Q)

CT

l 1 Elettr. 1-

SE PAR. ARIA

...o

:::J

l l

E

LINEA IDEALE DI DEMARCAZIONE

~
l

02

---------

--

l

GASSIFICATORE

DEPURAZIO NE SYNGAS

syngas

azoto aria compressa

TURBOGAS

•l

Isola di Potenza Fig.S.l: Connessioni concettuali semplificate tra le sezioni di un impianto IGCC. • Il trattamento del carbone comprende lo stoccaggio, la macinazione, la preparazione della miscela che alimenta il gassificatore. Operando quest'ultimo ad alta pressione (solitamente 30-70 bar) l'alimentazione del carbone non può essere assicurata dal solo trasporto pneumatico ma avviene mediante due metodologie: (i) con uno slurry pompabile di acqua e polverino, (ii) con i cosiddetti " lock-hoppers" che sono processi discontinui in cui il carbone è caricato a pressione atmosferica in tramogge, pressurizzato con gas, scaricato nel gassificatore e depressurizzato per iniziare nuovamente il ciclo. • L'impianto di separazione aria serve a produrre un ossidante ad alto tenore di ossigeno (di solito 95%) per il gassificatore, con un processo criogenico a doppia colonna (Linde-Frankl) ampiamente diffuso nell'industria dell'accia io. La gassificazione ad ossigeno è infatti conveniente rispetto a quella ad aria, per due motivi: (i) il gas di sintesi ha maggior potere ca lorifico, non essendo diluito dall'azoto atmosferico: ciò permette di operare con una minor portata di syngas a pari output energetico, e quindi di ridurre considerevolmente le dimensioni di tutti gli apparati dell'impianto; (ii) non è necessario portare tutta la massa inerte di azoto alle temperature di gassificazione, operazione che, richiedendo calore, comporterebbe un maggior avanzamento delle reazioni di ossidazione e quindi un'ulteriore diminuzione del pot ere calorifico, nonché un incremento del carico termico da recuperare. La produzione di ossigeno è peraltro un processo costoso, sia economicamente che energeticamente: l'aria deve essere infatti compressa a 5+6 bar prima di entrare nelle colonne di separazione, che producono ossigeno e azoto a pressione atmosferica. L'assorbimento di potenza del compressore adibito a questo scopo è una frazione rilevante (dell'ordine del 10%) della potenza prodotta da un impianto IGCC. • La gassificazione può essere svolta con numerosi processi che tratteremo al par.8.1. 2: produce comunque un gas (syngas grezzo) ad elevata temperatura, ricco di elementi inquinanti, i principali dei quali sono ceneri, zolfo, metalli


8.4

alcalini, ammoniaca, metalli pesanti, mercurio e altro. • La rimozione di tali elementi è l'aspetto qualificante del processo (par.8.1.4). Nella gran parte dei casi tale rimozione richiede di portare il gas di sintesi a temperatura ambiente, e quindi sono necessari sistemi di recupero termico più efficienti possibile al fine di produrre elettricità.

8.1.2 I processi di gassificazione In generale, un gassificatore è un reattore che prevede tre flussi entranti (il combustibile, un ossidante e acqua, sotto forma liquida o di vapore) e, nella sua configurazione concettuale, due flussi uscenti: il gas di sintesi grezzo e le ceneri, ovvero il residuo solido della combustione, in più possibili forme a seconda del processo (es: polveri di varia granulometria o scorie agglomerate, chiamate "slag"). Le reazioni energeticamente più importanti verificate nei gassificatori sono:

C+ V2 02 _, CO+ 110.6 kJ/mol 0 2 _, C02 + 393.7 kJ/mol C+ H20 _, CO+ H2 - 131.4 kJjmol co + H2 _, co2 + H2 + 41.2 kJ/mol CO + 3 H2 _, CH4 + H20 + 206.4 kJjmol

c+

combustione parziale combustione totale gassificazione water gas shift metanazione

La reazione di combustione parziale del carbonio produce solo il 28% del calore ottenibile con la combustione totale (seconda reazione), lasciando il restante 72% disponibile come potere calorifico nel gas di sintesi. A seconda della quantità di ossigeno introdotto può avanzare anche la seconda reazione, allo scopo di innalzare la temperatura del gas di sintesi, a spese del suo potere calorifico. La reazione di gassificazione, che è endotermica e quindi favorita dalle alte temperature, giustifica la presenza dell'acqua entrante nel processo, come elemento moderatore della temperatura e allo stesso tempo apportatore di idrogeno: I'H2 è infatti il secondo componente fondamentale, assieme al CO, del gas di sintesi. La reazione di shift determina invece il rapporto tra i due elementi utili nel gas prodotto. La reazione di metanazione è invece importante solo in processi a bassa temperatura. E' interessante poi conoscere la sorte degli altri elementi presenti in minor quantità nel carbone, ma rilevanti ai fini delle emissioni:

• lo zolfo, che in atmosfera povera di ossigeno si converte in H2S (idrogeno solforato) e in minima parte in COS (solfuro di carbonile); • l'azoto, che si ritrova nel gas di sintesi prevalentemente in forma molecolare (N2) ma è anche presente in tracce come ammoniaca (NHJ) e acido cianidrico (HCN): questi elementi, se non rimossi, sono rilevanti perché, nella combustione finale, sono responsabili della formazione di fuel NOx; • le ceneri, che, se portate allo stato fuso al di sopra dei 110071200°C, nel successivo raffreddamento tendono a coalescere formando lo "slag" ovvero un agglomerato inerte di grossa granulometria, facile da smaltire. Questa serie di trasformazioni caratterizza in vario modo il fu nzionamento delle varie tipologie di gassificatori, che sono riconducibili a tre categorie principali, visualizzate in fig.8.2:

• Letto fisso: il carbone fluisce in controcorrente con i gas caldi prodotti dal letto. All'ingresso del reattore dapprima si liberano gli elementi più volatili del carbone, producendo tar che si ritrova allo stato liquido nel gas di sintesi, che

Turbine a gas

e cicli combinati

8.5

Carbone

t

as Gas di sintesi

:ermi co

LETTO FISSO

o 200

Vapore Ossigeno Cenere o Aria

400 600 800100012001 400

TEMPERATURA,

t

Alt:c

l Gas l l l l l l

\..Carbone

LETTO FLUIDO

Vapore Ossigeno

0~~-?. Basso o Aria Carbone

ir :~.

:~f~\~

···.,'. ·..:...- ~..: ·.

Alte

... _, .. .~ -. .

o

l Cenere

200 400 600 800 100012001400

TEMPERAT URA, Vapore Ossigeno o Aria

. · .:.· ·. .t>:

.·

•c

•c

l'-1"'"=====-="""

"'l

Carbone

FLUSSO TRASCINATO

Vapore! Ossige(o cAria 1

l l Gasi

Gas

Scori~ Basso

Scorie

Fig.8.2; Le tre principali tipologie di gassifìcatori: schema concettuale e distribuzione qualitativa di temperatura lungo l 'asse del reattore (derivato da: Electric Power Research Institute).

111111 400 800 800 100012001400

o 200

TEMPERATURA,

•c

viene a sua volta raffreddato dal flusso di carbone. Il char (residuo carbon ioso) restante viene gassificato nel letto, dove reagisce con vapore e ossidante. Il gas prodotto è a temperature moderate ( 450+550°C) ma va "lavato" dagli idrocarburi liquidi, che vengono poi separati e riciclati. A questa categoria appartengono i processi Lurgi e British Gas/Lurg i. • Letto fluido: si tratta di un letto di carbone e inerte fluidificato da un flusso di ossidante e di vapore, non dissimile dai combustori a letto fluido se non per il minor apporto di ossidante. Operano tra gli 800 e i 1000°C, in un campo dove è possibile ottenere una buona rimozione dello zolfo con aggiunta di sorbente nel letto. Risulta invece critico ottenere una buona conversione del carbonio, che tende a restare intrappolato nel letto di ceneri. A questa categoria appartengono i processi KRW, HTW eU-gas. • Flusso trascinato ( entrained flow): sono in pratica dei combustori che lavorano in difetto di ossigeno. Operano a temperature molto elevate


8.6

(1200+1400°C), per ottenere una cinetica di reazione molto veloce (hanno tempi di residenza inferiori di ordini di grandezza rispetto agli altri tipi) e per portare le ceneri oltre il punto di fusione, rilasciandole principalmente come slag. Sono più semplici ed economici dei precedenti, accettano qualsiasi tipo di carbone in qualsiasi pezzatura (va comunque ridotto a polverino) e sono pertanto la categoria più diffusa. Il loro punto critico è la necessità di operare un recupero termico efficiente dai gas di sintesi essendo questi prodotti a temperature molto elevate. Appartengono a questa categoria i gassificatori Shell, Texaco, Destec, Combustion Engineering, Prenflo, Koppers-Totzek.

8.1.3 Raffreddamento del syngas e recupero termico I trattamenti del syngas grezzo sono di due tipi: (i) raffreddamento e recupero termico, (ii) pulizia chimica e fisica . I due processi sono in realtà collegati, essendo il primo funzionale al secondo, ma è utile parlarne separatamente. Il recupero termico costituisce un apporto energetico importante al ciclo di potenza. La fig.8.3 mostra un bilancio di massa, di specie chimiche e di potenza termica per un gassificatore a flusso trascinato alimentato a slurry di acqua e carbone: fatto 100 I'LHV del carbone entrante, i flussi energetici uscenti sono: Il potere calorifico del syngas ottenuto, che è l'output più pregiato del processo di gassificazione (costituirà l'input principale del ciclo combinato). Si definisce la "co/d gas efficiency" come:

,m .

co ld gas e11 zczency =

[G·LHV (come COeH2)] syngas [ ] G · LHV carbone

E' un numero utile a classificare le prestazioni di un gassificatore, ma non va inteso come il suo rendimento perché, come ben visualizzato da fig.8.3, sono presenti molti altri flussi energetici, che interessano il rendimento finale di conversione del carbone in elettricità. Le perdite termiche, il carbonio incombusto, il rilascio delle ceneri e dello slag ad alta temperatura, pari a pochi % dell'input di calore . La quota relativa al potere calorifico dello zolfo che verrà separato, una perdita voluta per motivi ambientali (si veda 8 .1.4): è un valore non trascurabile nella figura , relativa a un carbone ad elevato contenuto di zolfo. Il calore recuperabile dal raffreddamento del syngas, che da fig.8.3 è stimato pari al 21.6% dell'energia introdotta nel sistema, una quota quindi di notevole entità. La qualità termodinamica dei processi di recupero è quindi un elemento rilevante per le prestazioni dell'intero impianto e le soluzioni adottate caratterizzano le tecnologie dei costruttori. Con riferimento ai gassificatori a flusso trascinato sono individua bili quattro sistemi principali: A) • COV-·

~

,r ,

0

< ·.., • ..,. '

sc..tr 1:.,.

D((

~~

r

Con "syngas coolers" radiativo e convettivo (fig.8.4A): il raffreddamento ad '"' alta temperatura, cioè dalle condizioni di uscita del gassificato re ---l> (1200+1400°C) fino a un livello termico più moderato (circa 900°C) avviene in uno scambiatore radiativo (dove il meccanismo di scambio prevalente è l'irraggiamento ), in cui si solidifica IQ.__s!f-9. che viene poi separato da un ciclone. Ad esso segue uno scambiatore corwettivo, che porta i gas a temperature di 250-300°C. Entrambi i syngas coole~s producono vapore ad alta pressione

4

8.7

Turbine a gas e cicli combinati ~f.u'.

c• ~

<'NLn llt2hAL [ :,.P l"'

,..(GvA

ed effettuano quindi un recupero termico efficiente. E' una soluzione però ad elevati costi d'investimento. Un esempio di realizzazione è l'impianto di Tampa (Florida) con tecnologia Texaco. • Con spegnimento ("quench") dei gas ad alta temperatura (fig .8.4D) con inie-. zione di acqua o di slurry acqua-carbone (nel qual caso si ha un secondo stadio di gassificazione) fino a riportare la temperatura a valori più moderati, attorno a 900-1000°C, con solidificazione delle ~ prima di arrivare ad uno scambiatore convettiv.o che produce vapore a~ ,alf.a pressione. Un esempio di realizzazione è l'impianto di Wabash River (USA) cpn tecnologia Destec. ~c-lC.Lo'fl(.

1

G

.r

!G=2.1 36, T=1327, p=60I carbone: G=1, T=15 comp. % in massa: 61.27 C, 4.69 H, 8.83 O, 1.1 N, 3.41 S

! a=o.1s l

~-~~~--~

G [kg/kg carbone] T [0 C], p [bar] E [en.elettrica, MJ] Q [calore, MJ]

12.O umidità, 8. 70 ceneri LHV=24.826 MJ/kg HHV=26. 143 MJ/kg

del proato). Si

acqua: G=0.322, T=15, p=72

energia elettrica 11 23 kJ 4.52%

syngas: G=1.667 comp. % in volume: 52.1 CO, 10.8 C02, 35.0 H2 2. 1 Ar+N2+H20 LHV= 11.183 MJ/kg HHV=11.928 MJ/kg

carbone (LHV) 24826 kJ perdite termiche 150 kJ 0.60% recupero termico syngas 5360 kJ 21 .59%

interrefr. ASU 957 kJ 3.86%

gas di sintesi (LHV) 18644 kJ

incombusti, ceneri, condense 266 kJ _ % H2S (LHV) 1 07 572 kJ 2.30%

Fig.8.3: Bilancio di massa, di specie chimiche e di potenza termica di un gassificatore a flusso trascinato, alimentato da carbone sub-bituminoso (Illinois #6).


8.8

--

GASSIFICATO RE

carbone

GASSIFICATO RE carbone

-

02

ricircolo syngas \ T= 250°C

02

T=250°C

SYNGAS COOLER CONVETTIVO

A

--

carbone GASSIFICATORE

-

carbone

GEN . VAPORE LP

GASSIFICATORE

02

SCRUBBER

ceneri, fanghi

C

D

Fig.8.4: Schemi di principio dei sistemi di raffreddamento ad alta temperatura del gas grezzo di sintesi, con particolare riferimento ai gassificatori a flusso trascinato. • Quench ad alta temperatura mediante ricircolazione di gas di sintesi già raffreddato (fig.8.4B). Anche qui segue la rimozione dello slag e lo scambiatore convettivo, con produzione dj vapore ad alta pressione. Due esempi di rea lizzazione sono gli impianti di Buggenum (Olanda) e Puertollano (Spagna) con tecnologia Shell e Prenflo. Quench completo (fig.8.4C): il gas è raffreddato da un ingente quantit ativo di acqua, sinoa portarlo a saturazione, ovvero a una temperatura che dipende dalla pressione del gassificatore e che per i valori più consu eti è attorno ai 250°C. In questo modo vengono eliminati i syngas coolers, con importanti riduzioni del costo d'investimento e decisivo aumento dell'affidabilità. Tuttavia viene abbassato drasticamente il livello di temperatura a cui è possibile recuperare il calore. Infatti a valle del quench è possibile produrre vapore a non più di 10+20 bar (in dipendenza dalla pressione di gassificazione e dalle esigenze di processo) recuperando calore prevalent emente dalla condensazione

combinati


8.9

dell'acqua evaporata nel quench), mentre nei casi precedenti era possibile generare vapore di alta pressione (da 100 a 140 bar, a seconda dei requisiti del ciclo di potenza). Esempi significativi di realizzazione con tecnologia Texa co sono i tre impiant i italiani di gassificazione di residui di raffineria, situati a Sarroch (Sardegna), Falconara (Marche) e Priolo Gargallo (Sicilia), che hanno raggiunto livelli elevatissimi di disponibilità o operabilità, confermando la maturità della tecnologia. Gli apparati di fig.8.4 non completano il recupero termico: ad essi seguono altri scambiatori, meno impegnativi dal punto di vista progettuale ed economico, per ridurre la temperatura fino a circa 40+50°C. Il calore è utilizzato per scopi diversi (preriscaldamento del gas depurato anche mediante saturazione, generazione di vapore a bassa pressione, etc.), la cui discussione generale risulterebbe troppo di dettaglio rispetto ai fini di questa trattazione.

8.1.4 Depurazione del.. syngas .... ...__ ... Il gas prodotto dai gassificatori è caratterizzato da un contenuto di ceneri fini (fly-ash), di particolato e di acidi solforati tali da renderne impossibile un uso diretto come combustibile. Il filtraggio fisico (rimozione di particelle solide) può essere effettuato a secco, con cicloni e filtri, e/o a umido, mediante lavaggio con acqua (scrubbing) . I cicloni sono spesso impiegati a monte dei syngas cooler convettivi, per rimuovere le particelle solide di maggiori dimensioni e ridurre erosione e sporcamente di questi scambiatori: sono economici ma inefficienti per le particelle più piccole. Gli scrubbers, usati a valle dei syngas coolers, consentono invece una rimozione molto sicura dei solidi e raccolgono in soluzione le tracce di NH3, HCN e metalli alcalini (Na, K, Li). Queste sostanze causerebbero problemi di emissioni e di corrosione della turbina e pertanto gli scrubbers sono largamente utilizzati negli impianti IGCC. Le acque raccolte dagli scrubbers vanno trattate e in parte riciclate, con un'impiantistica di impatto non trascurabile. Le filtrazioni a secco sono possibili, ma richiedono anche l'aggiunta di reagenti per assorbire i metalli e l'ammoniaca . Particolarmente importante è la rimozione e il trattamento dei gas acidi, principalmente ~tLzS (la COS presente viene convertita ad ,H2S in un reattore di idrolizzazione, in cui rèagisce con acqua), essenziali per limitare l'emissione in atmosfera di biossido di zolfo, uno degli inquinanti prodotti dalle centrali che utilizzano combustibili pesanti. Il processo consiste di più impianti in cascata: • La separazione dei gas acidi: avviene mediante assorbimento di HzS in reagenti chimici (es : soluzioni di acqua e mono- e/o di-etanol-ammine) o in solventi fisici (es: Selexol). I processi di assorbimento di gas sono favoriti da: o alta pressione, o bassa temperatura . Ciò giustifica la necessità di portare il syngas a temperatura ambiente per la rimozione dei gas acidi (H2S e COz). La soluzione ricca di H2S viene rigenerata rilasciando il gas acido, operazione opposta all'assorbimento che richiede quindi bassa pressione (parziale!) e/o alta temperatura: la rigenerazione può avvenire quindi per risca ldamento e/o per effetto di una diminuzione di pressione (flash). I due effetti sono combinati nell'operazione di "stripping", solitamente utilizzata con i solventi chimici, in cui il gas acido viene liberato in una corrente di vapor d'acqua in cui ha una pressione parziale molto inferiore che nella soluzione; il vapore viene generato mediante ebollizione di parte della soluzione stessa con somministrazione di calore fornito dall'esterno.

8.10


• Impianto Claus: è un processo per la produzione di zolfo elementare a partire da H25, basato sull'ossidazione per combustione del gas acido (esotermica, che produce 502) e sulla reazione endotermica 2 Hz5 + 502 -> 35 + 2H20 . • Impianto di trattamento dei gas di coda del processo Claus (5COT): serve a una depurazione finale dei gas combusti prodotti dalla fornace Claus e a una rimozione più completa dello zolfo. I processi segnalati sono perfettamente noti nell'industria chimica e petrolifera e non sono da considerarsi un elemento critico negli impianti IGCC. La rimozione dei composti solforati dal syngas è pressoché complet a (l'efficienza supera facilmente il 99%) e lo zolfo viene prodotto in forma commerciabile. Questo è uno dei principali punti di forza degli impianti IGCC: nessun'altra tecnologia di potenza è in grado di risolvere così brillantemente i problemi ambientali legati alla presenza di zolfo nel combustibile. Ciò consente agli IGCC di operare con combustibili ad elevatissimo tenore di zolfo, come il tar di raffineria o il petcoke, pur rispettando le normative più stringenti sulle emissioni. Negli ultimi anni grandi sforzi sono stati dedicati allo sviluppo di sistemi di pulizia a caldo del gas di sintesi (noti con l'acronimo HGCU: hot gas clean-up). Infatti, qualora si riu scisse a rimuovere il vincolo imposto dai processi di desolforazione sopra segnalati (operare a temperatura più bassa possibile, per fa ci litare l'assorbimento), effettuando tutte le operazioni di pulizia a temperature dell'ordine di 350+550°C, si ot terrebbe una notevole semplificazione dell'impianto, riducendo l'importanza delle apparecchiature di recupero termico, e un miglioramento del rendimento, in quanto il calore sensibile del syngas costituirebbe un apporto diretto di energia al processo di combustione finale. I sistemi HGCU sono basati su una filtrazione fisica con filtri ceramici e su assorbimento dei gas acidi su letti di ossidi metallici (Fe, Zn), rigenerati con aria. Ad oggi, tuttavia, questi dispositivi non sono disponibili a livello né industriale né dimostrativo su larga scala: oltre ai problemi di sviluppo dei componenti sopra citati (in particolare i filtri ceramici), permangono riserve circa la rimozione dell'ammoniaca e dei metalli alcalini e circa l'efficienza di rimozione dello zolfo, che è inferiore a quella dei sistemi a freddo, perdendo (in parte) una dei punti di forza dei sistemi IGCC.

8.1. 5 La sezione di potenza In linea di principio, la sezione di potenza consiste essenzialmente in un ciclo combinato, come quelli alimentati a gas naturale, con un apporto aggiuntivo di vapore ricavato dal recupero termico del syngas, che verrà espanso dalla turbina a vapore insieme a quello generato dal recupero termico a valle della turbina a gas. Prima di completare la descrizione delle macchine e dell'impianto è importante chiarire le implicazioni del bilancio energetico del gassificatore (fig.8 .3). Come già visto, abbiamo due rilevanti flussi di energia destinati alla sezione di potenza:

• il syngas, con il suo LHV, che alimenterà la turbina a gas e che verrà convertito in potenza con un rendimento simile a quello di un ciclo combinato, • il vapore, dal recupero termico, che verrà convertito in potenza con un rendimento tipico di un ciclo a vapore (o inferiore, nel caso di quench completo), certamente inferiore a quello di un ciclo combinato. Dato che la somma dei due contributi può essere considerata, in primissima analisi, circa costante in diversi processi di gassificazione, si ricava facilmente che maggiore è la 'co Id gas efficiency' (cioè il primo flusso rispetto al secondo) maggiore do-


8.11

vrebbe risultare il rendimento lordo di conversione in elettricità. Le implicazioni di questo semplice approccio, pur nei suoi limiti, sono importanti : • La gassificazione ad aria comporterebbe un forte aumento della potenza termica recuperabile dal syngas grezzo, in quanto la sua portata risulterebbe notevolmente incrementata dall'azoto introdotto nel sistema con I'Oz, azoto che dovrebbe essere portato alla temperatura del gassificatore a spese del potere calorifico del syngas. Diminuirebbe molto la 'cold gas efficiency' (sotto il 50% nei tipi a flusso trascinato), spostando la produzione di potenza verso la sezione a vapore, meno efficiente. Questo, oltre a motivi economici e progettuali già accennati, ha decretato il successo della gassificazione ad ossigeno. • I gassificatori che producono gas più freddi (quelli a letto fisso o fluido) dovrebbero risultare più efficienti, per la minor potenza termica nel syngas grezzo a favore del potere calorifico. Questo potenziale vantaggio diverrebbe determinante con la gassificazione ad aria, più proponibile per sistemi a letto fl uido (è stato realizzato un impianto dimostrativo negli USA da circa 100 MWe, con però scadenti risultati di esercizio). La diffusione di queste tipologie di gassificatore è però ostacolata da altri motivi di carattere pratico.

, ridu-

Chiariti questi aspetti di carattere generale, è importante discutere le problematiche specifiche per l'impiego con gas di sintesi delle turbine a gas già esistenti, progettate per il funzionamento a gas naturale: • Il gas di sintesi ha un potere calorifico inferiore (LHV) assai inferiore rispetto a quello del gas naturale, essendo costituito da CO e Hz che hanno LHV rispetti3 vamente di 12.6 e 10.8 MJ/Nm (contro 35.8 del metano), oltre a una certa frazione (15-25%) di inerti (COz, Nz, HzO). Inoltre, I' LHV del syngas finale tende a diminuire ulteriormente perché è pratica comune diluire il gas di sintesi con acqua e con azoto, sia per limitare le emissioni di NOx (vedi a seguito) che per motivi di recupero termico (preriscaldamento del syngas per saturazione con acqua calda ottenuta nel raffreddamento finale del syngas freddo). I valori di LHV del sy ngas fi nale diluito più frequentemente riscontrati 3 (con gassificazione ad ossigeno) sono dell'ordine dei 477 MJ/Nm , in dipendenza appunto dal grado di diluizione (assai variabile). In termini massici, ciò può corrispondere a 5+8 MJ/kg (8712 prima della diluizione), contro i 46+50 del gas naturale • Pertanto, la portata massica di combustibile diviene da 5 a 10 volte superiore a quella di gas naturale, a pari potenza termica sviluppata: come indicazione di larga massima, essa costituisce il 10+18% di quella di aria elaborata dal compressore. A pari portata d'aria (operando cioè il compressore in condizioni nominali), aumenterebbe in misura non dissimile la portata di fluido che espande nella turbina, rispetto a un caso a gas naturale. • Qualora ciò fosse possibile, l'aumento di portata comporterebbe un proporzionale aumento di potenza della turbina e un ben più sensibile aumento della potenza dell'intero turbogas (207 30%), perché la potenza assorbita da l compressore resterebbe, in prima analisi, inalterata. • L'aumento di portata in turbina comporta però un aumento della pressione al suo ingresso. Il compressore è quindi chiamato a sviluppare un rapporto di compressione più elevato: occorre verificare che non vengano ·superati i margini di stalla, altrimenti è necessario aumentare la sezione di passaggio degli ugelli della turbina o aggiungere stadi di alta pressione al compressore (modi-

8.12


fiche piuttosto complesse e costose), oppure ridurre la portata d'aria agendo sulle palettature regolabili del compressore, in parziale chiusura anche a piena potenza (rinunciando ad una parte dell'aumento di potenza conseguibile). • Altre modifiche, ma di minor rilievo, riguardano il combustore, per consentire il maggior flusso di combustibile. In generale, i costruttori non ritengono necessario limitare significativamente la temperatura di ing resso in turbina rispetto al funzionamento a gas naturale, viste le ottime caratteristiche fisiche del gas di sintesi. • Una problematica importante è connessa alle emissioni di ossidi di azoto. Con combustibili ricchi di idrogeno si hanno due conseguenze: (i) la temperatura ·della fiamma stechiometrica è più elevata che bruciando metano e quindi in una combustione diffusiva si ha maggior formazione di NO (par .7.2.2), (ii) non sono utilizzabili, ad oggi, combustori a fiamma premiscelata, viste le caratteristiche dell'idrogeno (alta velocità di fiamma, amplissimo campo di infiammabilità). Pertanto, l'abbattimento delle emissioni NOx si può ottenere solo diluendo il combustibile con un inerte, ovvero l'azoto, che fortunatamente in un IGCC è disponibile gratuitamente in grandi quantità come sottoprodotto dell'impianto di separazione aria. Qualora tale misura non sia sufficiente, per limiti tecnici di varia natura, può divenire necessario ricorrere ad una rimozione catalitica (SCR, par.7.4). Nonostante tutti gli elementi segnalati, la conclusione è che le modifiche richieste alle turbine a gas sono relativamente modeste, rispetto al contenuto tecnologico generale delle macchine, e quindi si tratta sostanzialmente della stessa macchina, in una versione più o meno adattata. Il punto di forza della tecnologia IGCC, rispetto ad altri sistemi innovativi, è quello di non richiedere lo sviluppo radicale di nuove macchine, con le incognite tecnologiche e il rischio industriale che ne deriva. Completiamo la discussione considerando gli altri flussi di massa e di energia, oltre al syngas, possano attraversare la frontiera ideale tra l'impianto di gassificazione e quello di potenza (fig.8.1): • La sezione a vapore del ciclo combinato riceve un input termico (flussi di vapore) non solo dai gas scaricati dalla turbina a gas, ma anche dai già descritti processi di raffreddamento del syngas. E' bene precisare che molto spesso i syngas coolers producono vapore saturo a partire da acqua di alimento a sua volta quasi satura, per motivi di semplicità e di miglior controllo dello scambio termico. Pertanto la caldaia a recupero è privata di buona parte del carico di evaporazione e quindi i suoi compiti principali sono il preriscaldamento dell'acqua di alimento e il surriscaldamento e risurriscaldamento del vapore. • Altri flussi di acqua e di vapore, seppure con apporti energetici assai inferiori, sono coinvolti in vari processi: (i) molti gassificatori richiedono una consistente alimentazione di vapore; (ii) in certi casi, il mantello del gassificatore è raffreddato con produzione di vapore di media pressione; (iii) il trattamento e l'eventuale essiccazione del carbone possono richiedere vapore; (iv) nei processi di separazione dei gas acidi è richiesto va pore per lo strippaggio; (v) l'impianto Claus produce vapore dal recupero della combustione di H2S. • E' possibile alimentare l'impianto di separazione aria (ASU) prelevando la portata d'aria necessaria dalla mandata del compressore della turbina a gas. Questa soluzione, chiamata "integrata", permette di fare a meno di un compressore ad-hoc per rifornire le colonne di separazione. Tenuto però conto che le condizioni di mandata del compressore in una turbina "heavy-duty"


8.13

sono attorno ai 400-450°C e 15-18 bar, contro i 5-6 bar a temperatura ambiente richiesti dai normali ASU, l'utilizzo della soluzione integrata richiede di: (i) pressurizzare l'impianto di separazione, che in questo caso produce ossigeno e azoto a circa 3 bar, (ii) reiniettare l'azoto nella turbina a gas dopo ricompressione, (iii) raffreddare l'aria spillata, recuperando il calore in modo termodinamicamente corretto. Pertanto l'integrazione tra ASU e turbina a gas complica notevolmente l'assetto e la gestione dell'impianto.

8.1.6 Bilancio generale e prestazioni La fig.8.5 mostra l'assetto generale, seppur semplificato, di un impianto IGCC completo, basato su una tecnologia con syngas coolers radiativoconvettivo, in accordo con quanto discusso precedentemente. Si noti: (i) l'impianto di separazione aria non integrato, (ii) la diluizione con azoto (punto 9) per abbattimento NOx, (iii) lo scrubber a umido per la pulizia fisica del syngas, (iv) lo scambiatore di raffreddamento finale del syngas, che produce acqua surriscaldata per l'alimento del saturatore, che arricchisce di vapore il syngas pulito, (v) l'espansore del syngas, dalla pressione della sezione di gassificazione ( 40-70 bar) alla pressione richiesta dalla turbina a gas (circa 20 bar). I principali flussi di massa e di potenza di un impianto con questa configurazione sono visibili, a livello di esempio, nelle fig.8.6, in un diagramma dei flussi di energia. Si può commentare che:

.......................................................................................................................................

i

co~~r:;~gre

. : :

:

impianto i frazionamento ! aria :

comf;;t~ore

: ~

ASU

• .m. 02

e.m

.

.m.

N2

..

! :

9

.

'-::. . ~·.·..·:::::.::.::..·:::::.:::::::.::::.: :::::::::::::::::..·:.•..·:::::_._..::::::::_..:.·: ~==:::: :::::::: :::::::::::::::::::::::::::::::

syn~as r-::----------~F==,-~:c-T:--1 ~~~!it~vo HP steam 11

!

:

!i ::::

radiativo ···...

i

: :

'1.. .

Ì3

.l

generatore di vapore a recupero

,

ii :: syngas depurato

i! ::

..i i

! ~~~:: .

turb1na a vapore

isola di gassificazione i i..................................................... isola di R.Otenza i. .......................................................................... ..}

Fig.S.S: Schema completo di un impianto IGCC con syngas -coo/ers.

8.14


PERDITE ' - - - - • • TERMICHE 0.88% RECUPERO TERMICO SYNGAS 19.3% RISC. SYNGAS PULITO 2.28% PERDITE TERMICHE 1---I~ EJM T.GAS 0.69%

ESPANSOR SYNGAS 1.27%

POTENZA ASUE COMPR. 02 4.57%

GAS DI SCARICO 5.07% PERDITE TERMICHE E/M VAPORE 0.46%

AU SILIARI ESTERNI 1.68% ( 1% GASIF., 0.68% Cl Cl.O 01 POTENZA)

Fig.8.6: Diagramma dei flussi energetici di un impianto IGCC. 2

• Il valore del rendimento netto finale ottenuto (quasi il 46%) è indicativo delle potenzialità degli impianti IGCC con utilizzo di componenti collaudati ( dello stesso livello t ecnologico a cui abbiamo fatto riferimento nei capitoli 3 e 4 di questo t esto) Tuttavia nelle realizzazion i pratiche alcune semplificazioni adottate e una giustificata prudenza (trattandosi di impianti su cui vi è tuttora una limitata esperienza operativa) hanno comportato livelli di rendi mento significativamente inferiori ( 40-42% e talvolta anche meno). • La separazione aria assorbe circa il 10% della potenza totale dell 'impianto. La ripartizione della potenza tra turbina a gas e cicl o a vapore, rispetto ai I val ori riportati in fig.8 .6 non fanno riferimento ad alcun impianto in particolare, ma sono ricavati da sim ulazioni numeriche svolte al Dipartimento di Energetica del Politecnico d i Milano, che riproducono le prestazioni ottenibi li da impia nti IGCC ottimizzati.

combinati


8.15

convenzionali cicli combinati, è nettamente sbi lanciata verso la turbina a vapore, a causa dei flussi di vapore generati dal raffreddamento del syngas, un contributo ben v isibile a destra di fig.8.6 (circa il 20% dell'input energetico entra nte come LHV del carbone). • Il syngas pulito costituisce l'input principale al ciclo di potenza, ma vi sono altri flussi rilevanti come da fig.8.6 . E' peraltro da notare la differenza tra potenza lorda prodotta dai generatori e quella netta esportata, a causa dei consumi deii'ASU e dei numerosi ausiliari.

8.1. 7 Esperienze, confronti, possibili evoluzioni Ad oggi sono operativi nel mondo solo una decina di impianti IGCC, alcuni dei quali operanti a carbone, altri a residu i di raffineria. I primi im pianti di grande potenza a carbone (Wabash River e Tampa negli USA, Buggenum e Puertollano in Europa) hanno avuto esperienze piuttosto travagliate nei primi anni di vita operativa, ma hanno per lo più raggiunto sufficienti valori di disponibilità (attorno alle 6000 ore/anno, anche di più per Wabash River). I problemi sono stati localizzati in svariate sezioni di impia nto, non solo nell'isola di gassificazione ma anche nelle turbine a gas, per le quali si sono verificati problemi, talvolta molto gravi, nelle operazioni con syngas . Difficoltosa è pure stata la gestione e l'operatività degli impianti. Molti problemi sono stati superati e alcune lezioni sono state imparate, anche a livello di progettazione e ridondanze. Sono invece state molto positive le esperienze accumulate negli impianti italiani di raffineria, che hanno mostrato livelli di affidabilità molto elevati (anche 8000 ore/a nno) in virtù di una progettazione più prudente e improntata ad ottenere la massima operatività degli impianti (utilizzo del quench totale con abolizione dei syngas coolers, ASU non integrato, turbine a gas più collaudate e non di ultimissima generazione, etc.) . Pertanto è opinione di chi scrive che non vi siano problematiche tecnologi che irrisolte nel settore degli IGCC, anche a carbone, tenendo presenti le esperienze accumulate e le prospettive di sviluppo. Chi sostiene di poter oggi costruire un IGCC a carbone con altissima probabilità di conseguire un esercizio commerciale completamente affidabile, basandosi sulle esperienze fatte, non può essere facilmente smentito. E' però inutile negare che il grado di rischio di un investimento per un IGCC sia ad oggi più elev ato che per una centrale a v apore (USC). Constatato quindi che ad oggi (2005) le tecnologie USC (per cu i si rimanda all'appendice A4) sono certamente più referenzia te dal punto di vista dell'affidabilità, nel confronto IGCC-USC giocano molti altri fattori controversi:

• Costi di investimento. Esistono .segnali per cui il forte divario tra i costi iniziali verificatesi per le prime installazioni di IGCC negli anni '90 (attorno ai 2000 USD/kWei contro i 1000-1200 di USC con dispositivi adeguati di salvaguardia ambientale) sia ad oggi fortemente attenuato se non addirittura annullato. In questo confronto giocano molti fattori legati anche alla singola installazione, ma la differenza nei costi dovrebbe risultare comunque minima. • Efficienza energetica. Le prestazioni termodinamiche (rendimento netto) sono pure di difficile interpretazione, vista una certa difficoltà nel reperire i dati di esercizio delle centrali attuali (che peraltro spesso cogenerano vapore e idrogeno, rendendo difficili i confronti). Tuttavia i valori ver ificati in esercizio sono collocati nella fascia del 40-42%, un valore facilmente ottenibile da moderne centrali USC. Ad oggi non si può quindi parlare di superiorità termodinamica degli IGCC, anzi i migliori USC sono certamente più efficienti. La tecnologia IGCC è però suscettibile di importanti miglioramenti di cui par-

8.16


leremo fra poco, per cui in prospettiva si può ritenere fattibile ottenere rendimenti dell'ordine del 46-48%, superiori a quelli degli attuali impianti a vapore e paragonabili a quelli previsti per gli sviluppi futuri degli USC. • Prestazioni ambientali. Le esperienze fatte sono state tutte positive dal punto di vista delle emissioni, per cui la superiorità ambientale degli IGCC resta confermata: le emissioni di NOx sono state controllate senza problemi con le tecniche segnalate (diluizione con azoto, SCR), le emissioni di polveri sottili sono t rascu rabili, così come i sistem i di rimozione dello zolfo hanno dimostrato grandissima efficienza, ben superiore a quanto conseguibile con gli "wet scrubber" a calcare e con una movimentazione di solidi ridotta di un ordine di grandezza. E' vero che, con le normative vigenti, questo punto è determinante solo per cariche ad alto tenore di zolfo come i prodotti di raffi neria (con un buon carbone, come quelli importati in Italia con meno dell'l% di zolfo, le tecniche applicate agli USC sono più che soddisfacenti), ma rende accessibil i risorse fossili altrimenti assai problematiche, come appunto i residui di raffineria. Non va poi dimenticata la problematica delle emissioni di mercurio e di altri metalli pesanti, seppur oggi non regolamentati: il loro abbattimento sarebbe assai meno gravoso nel caso degli IGCC, in quanto le tecni che di rimozione potrebbero essere applicate alla sola corrente di gas di sintesi (una piccola portata ad elevata pressione) invece che ai gas combusti (una portata enorme a pressione atmosferica).

L'evoluzione degli IGCC prevedibile per i prossimi anni riguarda essenzialmente l'aumento della competitività economica, che passa attraverso la diminuzione dei costi di investimento e l'aumento del rendimento. Le direttive tecniche su cui sono previste attività di ricerca e sviluppo a breve e medio termine sono: • Impiego di turbine a gas sempre più avanzate e con migliori prestazioni: per gli usi a gas naturale è già disponibile una nuova generazione di macchine operante a temperature massime dell'ordine dei 1400-1450°C con · costi specifici inferiori e rendimenti più elevati; il loro impiego con gas di sintesi non è immediato, ma è certamente prevedibile. • Processi innovativi per la separazione aria, con membrane chiamate ITM o OTM (Ion/ Oxygen Transport Membrane), prossime alla commercializzazione . In queste membrane l'ossigeno migra in forma ionica dal flusso di aria compressa prodotto dalla turbina a gas verso il lato "permeato": viene eliminato il costoso e complesso processo criogenico degli ASU attu ali. • Miglioramento dei processi di gassificazione, sotto diversi aspetti: (i) affidabilità e durata (materiali, refrattari) , (ii) prestazi oni termodinamiche (tipologie con alimentazione a secco, con doppio stadio e altro), (iii) capacità di utilizzo di cariche diverse (esempio: carboni poco pregiati, ligniti, etc.). • Standardizzazione dei processi, dei componenti e dei controlli . Tutta via, in questo contesto, l'evoluzione che potrebbe rivelarsi determinante per decretare il successo (a medio-lungo termine) degli IGCC è l'applicazione di tecniche di cattura di C02 e di produzione idrogeno, di cui parleremo brevemente al cap.8.3.


8.17

8.2 I letti fluidi pressurizzati

l

ì

8 .2.1 La combustione a letto fluido La combustione a letto fluido (FBC: fluidized bed combustion) è un processo da considerarsi alternativo ai tradizionali metodi di combust ione in caldaia, utilizzato preferibilmente per combustibili solidi "difficili" da trattare, ovvero caratterizzati da pezzature irregolari, scarsa densità energetica e presenza di elementi indesiderati, come elevati tenori di acqua, ceneri, zolfo e altro (per esempio: carbone, anche di bassa qualità, ligniti, biomasse di vario tipo, cippato di leg na, combustibili derivati da rifiuti solidi urbani). La FBC consiste nel dist ribuire il combustibile in un letto di elementi inerti, mantenuto allo stato "fluidizzato" da un flusso di aria comburente che attraversa il letto con un'opportuna velocità. La temperatura del letto viene controllata asportando calore, in genere mediante produzione di vapore, con fasci tubieri al contorno del letto e in certi casi addirittura inseriti nel letto stesso. I gas combusti sono generalmente prodotti a temperatura moderata, dell'ordine di 800+900°C (vedremo fra poco la ragione della scelta di questi valori); all'uscita dal FBC subiscono una filtrazione mediante cicloni, che separano le particelle solide trascinate dal flusso gassoso, riciclandole nel letto fluido. La fig.8. 7 mostra una sezione di un combustore a letto fluido, in cui si possono notare i componenti funzionali descritti (elementi di scambio termico, ciclone, sistema di adduzione dell'aria). La quantità di particelle solide trascinate dal flusso di gas definisce due diverse categorie di FBC, ambedue presenti sul mercato: .-------------------------------~

• A letto bollente: la velocità del gas nel letto è relativamente bassa (1+1.5 m/s) e la quantità di particelle trascinate è più contenuta possibile (la fig.8.7 rappresenta un FBC di questo tipo). • A letto circolante : la velocità è assai più elevata ( 4+8 mjs) e i gas trascinano notevoli quantità di solidi. Questi vengono separati dal ciclone, raffreddati in uno scambiatore "a letto fluido" e reinseriti nel letto di combustione (fig .8.8).

:Jrevemen-

SCARICO GAS

Questi ultimi sono più compatti, in virtù della maggior velocità di attraversamento, hanno minori problematiche di scambio termico, in ARIA quanto questa operazione è in buona parte effettuata fuori dalla zona di combustione, non presentano necessariamente maggiori perdite di carico (in quanto aumenta il grado Fig.8.7: Schema funzionale di un combustodi vuoto nel letto), ma sono di pro- re a letto fluido, di tipo "bollente".


8.18

CALDAIA CONVETTIVA TURBINA

l

SILO COMBUSTIBILE

MACINAZIONE

Fig.S.S: Schema funzionale di un combustore a letto fluido, di tipo "circolante". gettazione, messa a punto e conduzione più difficoltosa. I punti di forza degli FBC rispetto alle tradizionali caldaie risiedono in: (i) possibilità di maneggiare i più svariati combustibili, poiché i tempi di residenza nella zona di combustione sono di ordini di grandezza superiori a quelli delle caldaie e quindi la loro completa ossidazione diventa possibile anche in assenza di pretrattamenti, e (ii) moderate temperature di funzionamento, che risolvono numerosi problemi legati alle emissioni. Quest 'ultimo punto va approfondito, essendo determinante nella tematica di utilizzo "pulito" del carbone. Bisogna considerare che: • Come abbiamo visto al Cap. 7, la formazione di NO è fortemente influenzata dalla temperatura: a valori intorno a 850°C, la produzione di NO termico è virtualmente assente. E' vero che localmente (cioè nell'immediato intorno dell'elemento di combustibile) la temperatura può essere più elevata e che rimane in parte il contributo dei fuel-bound NO, ma le emissioni tipiche degli FBC sono notevolmente limitate e non richiedono in generale trattament i dei gas combusti per rispettare le normative vigenti. • Le emissioni di S02, che si forma comunque in sede di combustione, possono essere facilmente abbattute aggiungendo nel letto un opportuno quantitativo di sorbente, ovvero di materiale a base di calcio (tipicamente il carbonato di calcio, CaCOJ, più noto come calcare) che "assorbe" I'S02 formando solfato di calcio (CaS04) secondo le reazioni: CaC03 ~ C02

+

CaO

;

CaO

+ S02 +

V2 02 ~ Ca504

La calce attiva (CaO) può formarsi anche da calce idrata Ca(OHh o da dolomite (CaCOJ·MgCOJ). L'addizione del sorbente è ben v isibile nelle figure 8. 7 e 8.8. E' essenziale rilevare che la reazione è particolarmente attiva nel campo di temperature comprese tra 800 e 870°C (fig.8.9) e ciò determina la temperatura di funzionamento del letto fluido, mantenuta in questo intervallo proprio per consent ire la desolforazione in modo semplice ed economico. E' poi necessario che nel letto sia


presente una quantità sufficiente di calcare al fine di ottenere elevati valori dell'efficienza di rimozione dello zolfo (fino al1'85-90%). La quantità introdotta è individuata dal rapporto

8.19

cJ2. 100

~~

90 ··············;::::·········

§

80

;o ~~ec:~~)~~~~~lo~i ~~~ o~~:= ·c·~ 0

~~~:~i~~~~e ~:n~i~p~~=

ro

~

l. . . . . ...

·::! ___ \ ·······.. .... \ i Ca/S

70 ·········· 60

·····

..

= 3

··· · ······ ··~··············1

0

tuni sono attorno a 2, con quindi un ampio eccesso di calcio. zione

··············~

···l···Ca/S

.

r·--

i

2

!:! . . . . . . . .

i

··r············ ·············

giunti: (i) una caldaia a recupeu so i · · ro convettiva in grado di raf700 750 800 850 900 950 freddare i gas combusti da Temperatura del letto, °C 850°C (circa) alla temperatura finale (100+150°C); (ii) dei filtri Fig.8.9: Esempio di dipendenza dell'assorbielettrostatici o a maniche, per mento dello zolfo dalla temperatura operativa di rimuovere i solidi e le polveri di una caldaia a letto fluido, per due valori del rapgranulometria più fin e, nei con- oorto molare tra calcio e zolfo. fronti dei quali i cicloni sono inefficaci. Questi elementi sono chiaramente rappresentati in fig.8.8. I combustori a letto fluido possono operare a pressione atmosferica (nel qual caso si usa l'acronimo AFBC: Atmospheric FBC) o a pressione piuttosto elevata (con acronimo PFBC: Pressurized FBC), in genere compresa tra 10 e 18 bar. Il secondo caso è qu ello di interesse nelle applicazioni delle turbine a gas, come vedremo nel prossimo paragrafo. La pressione non influisce in modo sostanziale sulle caratteristiche operative delle caldaie: bisogna però rilevare che la maggior densità del comburente e dei gas favorisce l'ottenimento di dimensioni più compatte, aument a la reattività della carica e incrementa lo scambio termico. Per contro, oltre all'ovvio problema di contenimento della pressione, diventa più complesso il sistema di caricamento del combustibile, come già visto nei gassificatori.

5J

8 .2.2 Utilizzo delle turbine a gas con i PFBC Il "matrimonio" tra una turbina a gas e un combustore a letto flu ido consiste nell'utilizzo del compressore del turbogas come elemento necessario a fornire l'aria comburente pressurizzata al letto stesso (che sarà quindi un PFBC), mentre la turbina servirà a produrre energia meccanica espandendo i gas combusti prodotti dal letto. Non bisogna però pensare che il PFBC sostituisca semplicemente il ben noto combustore della turbina a gas. I nfatti il letto fluido non è un combustore adiabatico, ossia il calore sviluppato dalle reazioni di combustione non serve solo ad aumentare la temperatura dei gas combusti, ma è in buona parte dedicato a produrre vapore, che costitu isce un flusso di energia uscente dal ciclo a gas (fig.8.10). La rimozione di calore dal letto fluido è essenziale, come già visto, a moderare la tem peratura del letto e a consentire la desolforazione con sorbente. La conseguenza diretta di questo approccio è che i gas combusti sono disponibili per l'espansione a temperatura di circa 850°C, un valore drasticamente più basso di quelli riscontrabili nella pratica delle turbine a gas (1300°C e oltre). In pratica, le esigenze di fu nzionamento impongono un tetto massimo di temperatura al ciclo t ermodinamico, che limita in modo evidente le possibilità del cicl o a gas in t ermin i di rendimento e di lavoro specifico e non consente di seguire l'evoluzione tecnologica delle macchine.

8.20


I l ciclo termodinamico risulCombustore tante è quindi un ciclo ibrido tra a letto fluido quello di un ciclo combinato gasvapore (in cui tutto il calore di combustione è elaborato dalla turbina a gas) e quello di una centrale a vapore (in cui tale calore è invece integralmente trasferito al vapore). I l ciclo a vapore gode comunque di un apporto termico (visibile in fig.8.10) di recupero dai gas scaricati dalla turbina, anche se recupero questi si trovano a temperatura molto più bassa rispetto al caso di un ciclo combinato, a causa della minor temperatura all'inizio dell'e- Fig.8.10: Schema concettuale di accoppiaspansione . mento tra una turbina a gas e un combustore Trattandosi di una soluzione a letto fluido pressurizzato . Sono evidenziati i intermedia tra cicli combinati e cicli flussi termici verso il ciclo a vaoore. a vapore, ma con prevalenza di quest'ultimo in term ini di produzione di potenza e soprattutto con una parte di ciclo a gas gravemente limitata in temperatura, il rendimento dell'impianto non risu lta dissimile di quello di un ciclo a vapore con analoghe condizioni del vapore, nonostante la presenza di un picco di temperatura fino a 850°C, un valore irraggiungibile nei cicli a vapore. E' certamente da escludere la possibilità di ottenere rendi menti simili a quelli dei cicli combinati a gas naturale . Pure rispetto agli IGCC non vi sono discriminanti sostanziali in termini di rendimento, ma va notato che il miglioramento dei PFBC non passa attraverso l'evoluzione delle turbine a gas, come è nel caso degli IGCC, ma semmai richiede un avanzamento delle condizioni del vapore, sulla fa lsariga seguita dai cicli USC. Inquadrato così il problema generale, osserviamo con maggior dettaglio alcuni aspetti delle cent rali PFBC. La turbina a gas da utilizzarsi in questi impianti è molto diversa da un'unità per gas naturale : operando a bassa temperatura non ha praticamente necessità di raffreddamento int erno, ma dovendo sopportare un fl usso di gas non perfettamente depurato da polveri e particelle fi ni deve avere una costruzione più robusta e meno sensibile ad effetti erosivi. La potenza da essa sviluppata, in relazione a quella della turbina a vapore, è nettamente inferiore rispett o a quanto si rileva in un ciclo combinato o in un IGCC: il suo lavoro specifico è limitato dalla bassa temperatu ra in ingresso in turbina. Per aumentare il contributo del ciclo a gas è possibile adottare la compressione interrefrigerata, con recupero del ca lore per il preriscaldamento dell'acqua di alimento del ciclo a vapore. In fig.8.11 è rappresentato l'assetto del ciclo adottato in alcune realizzazioni. Si noti che il preriscaldamento dell'acqua di alimento è fornito dal recupero termico dall'intercooler (a bassa pressione) e dalla caldaia a valle della turbina (a lta pressione). La genera zione di vapore e il surriscaldamento sono operati nel combustore a letto fluido. Il PFBC opera a pressioni attorno a 15+18 bar e temperatura di 850+870°C; il contenuto di ossigeno nei fumi è di circa il 6%, come usuale nella combustione del carbone (anche se nelle migliori caldaie a polverino si verificano valori più contenuti) . I n queste condizioni, la potenza sviluppata da lla turbina a vapore è notevolmente superiore a quella della turbina a gas (es. : circa 280 MW contro 70, in una serie di impianti da 350 MW proposti da ABB, con una realizzazione in Giappone - Karita).

8.21


Gli impianti PFBC a carbone hanno avuto una certa diffusione verso la fine degli anni '90, mentre oggi le applicazioni più frequenti dei letti fluidi (in realtà più spesso con soluzioni a pressione atmosferica) sono relative all'utilizzo di biomasse e di combustibili derivati da rifiuti (CDR).

Filter

Stack

~lJJ,-~'"'"'

.,._ High presure preheaters

- -..;:.._

-- --·--

Feed pump

Fig.8.11: Schema di una centrale PFBC con turbina a gas inter-refrigerata e recupero del calore per riscaldamento dell'acqua di alimento (fonte: ABB)

8.2.3 I PFBC di 2a generazione I limiti degli impianti sopra descritti sono determinati dal tetto massimo di temperatura del ciclo imposto dalle condizioni operative del letto fluido. Per superare questo limite sono oggi allo studio dei sistemi "ibridi" tra IGCC e PFBC, da taluni appunto chiamati letti fluidi di 2a generazione. Il concetto base di questi impianti è illustrato nella parte alta della fig.8.12: si tratta di operare una gassificazione parziale del carbone in un gassificatore a letto fluido alimentato ad aria; il char residuo (punto TS), ancora ricco di carbonio, è poi bruciato in un letto fluido. I gas combusti uscenti dal letto di combustione (punto G4) con un opportuno contenuto di ossigeno servono, dopo filtrazione, come comburente per il gas di sintesi prodotto dal gassificatore (punto Sl). In questo modo è possibile alzare la temperatura massima del ciclo fino ai livelli tipici della TIT nelle moderne turbine a gas. Si superano così le limitazioni prima discusse per i PFBC, con un netto miglioramento della termodinamica del ciclo e un drastico incremento della potenza della turbina a gas. Più in dettaglio, si può notare che il flusso termico dal combustibile al ciclo termedinamico differisce da quello di un ciclo combinato solo per il flusso di vapore V4 di raffreddamento del letto di combustione, assai limitato rispetto a quanto avviene in un PFBC convenzionale. Il ciclo a vapore ha il suo maggior input en~rgetico dal recupero termico dai gas scaricati dalla turbina a gas, come in un impianto IGCC. A conferma di ciò, la potenza prodotta dalla turbina a gas risulta preponderante rispetto a quella della turbina a vapore. Sono previsti, per impianti PFBC di seconda

8.22


generazione su scala industriale, rendimenti netti dell'ordine del 48+49%, con possibilità di superare nettamente la soglia del 50% con turbine a gas avanzate. 51

A : ar ia G : gas combusti S : gas di sint esi T: solidi V: vapore W : acqua

ceneri

Gasificatore a let t o f luido

A3

52 Combust ore

A4

G2

Al

Turbina a gas

Fig.8.12 : Schema di impianto con gassificazione parziale e combust ione a letto fluido dei residui, con filtrazione a caldo del syngas e dell'aria viziata.

Questa tipologia impiantistica è teoricamente promettente : è intri nsecamente superiore ai PFBC perché supera i suoi limiti costituzionali e, rispetto agli IGCC, consente una drastica semplificazione dello schema funziona le, conservando in parte la semplicità dei PFBC. Infatti la gassificazione è ad aria e la desolforazione è operata con aggiunta di sorbente: ciò consente l'eliminazione del l'impia nto di sepa razione aria, del processo di raffreddamento del gas di sintesi e del sistema di assorbimento dei gas acidi e dei loro trattamenti, anche se l'efficienza di ri mozione dello zolfo nei letti fluid i è notevolmente inferiore a quella ottenibile neg li IGCC (es: 92% contro 99% e più). I maggiori ostacoli tecnologici sono: • la messa a punto del sistema ibrido di gassificazione- combustione, • la progettazione del combustore, che ha caratteristiche molto diverse da quelle di una turbina a gas, dovendo operare con un comburente già parzialmente combusto (e quindi con eccessi d'aria praticamente nulli) e con un syngas a basso potere calorifico, a seguito della gassificazione ad ari a, • il sistema di filtrazione a caldo sia del gas di sintesi che del gas uscente il combustore a letto fluido (da alcuni chiamato "aria viziata") . L'ultimo è forse il punto più critico, perché, a differenza dei PFBC, i cicloni non sono considerati sufficienti a garantire il livello di filtrazione richiesto da una moderna turbina a gas dotata di sofisticati sistemi di raffreddamento e molto sollecitata dal punto di vista meccanico e termico. E' necessario utilizzare filtri ceramici, la cui messa a punto è un problema ad oggi non del tut to risolto in termini di affidabilità.


8 .23

8 .2.4 Altre configurazioni: EFCC

G3

•

rim ozione IGCC (es:

Nella letteratura specializzata, sono state analizzate molte configurazioni impiantistiche che consentono l'utilizzo del carbone con tecnologie basate sulle turbine a gas, o comunque diverse da quelle dei classici cicli a vapore . Senza scendere a livello eccessivamente specialistico, vale la pena di citare il ciclo a combustione esterna (EFCC: Externally-Fired Combined Cycle) che prevede la combustione del carbone in una caldaia atmosferica posta allo scarico della turbina a gas (fig.8.13): il calore entrante nel ciclo a gas è ottenuto raffreddando i prodotti di combustione, che riscaldano l'aria compressa mediante uno scambiatore ceramico posto prima dell'espansore. La turbina a gas funziona quindi esclusivamente ad aria. A seguito dello scambiatore ceramico, i gas combusti sono inviati a una caldaia a recupero, che alimenta un ciclo a vapore bottoming, e subiscono trattamenti di filtraggio, desolforazione e denitrificazione del tutto simili a quelli usati per le centrali a vapore (app.A4) . Si tratta di una soluzione attraente, perché è termodinamicamente molto simile a un normale ciclo combinato Caldaia a recupero e - - - t (ha pertanto rendimenti molto elevati) e ciclo a vapore non comporta nessun DeNOx, elemento di particolare DeSOx e criticità, ad eccezione filtri dello scambiatore cecarbone ramico. Purtroppo la realizzazione di questo componente (che è di fatto il cuore dell'impianto!) è al di là delle possibilità tecnologiche attuali, e le ricerche intraprese in questo campo sono molto Fig.8.13: Schema concettuale di un impianto EFCC (ciclo lontane dal fornire so- combinato a combustione esterna). luzioni industriali.

8.3 Cattura della C02 8 .3.1 Aspetti generali

uscente il non sono moderna dal

Abbiamo accennato nel par. 7.6 alla possibilità di "catturare" la C02 prodotta dalla normale combustione dei combustibili fossili, per evitarne il rilascio in atmosfera, contribuendo così alla mitigazione dell'effetto serra. In questo testo non si vuole assolutamente entrare nella polemica, vivissima anche in campo scientifico oltre che in quello opinionistico, tra coloro che considerano l'aumento di concentrazione di C02 in atmosfera un evento foriero di gravissime conseguenze a livello planetario e altri che lo ritengono un fattore sostanzialmente innocuo. E' un fatto invece che qualora, in un futuro non lontano, i governi imponessero gravi restrizioni alle emissioni di C02, penalizzandone la produzione con misure economiche di diversa natura o incentivando la generazione elettrica 'carbonfree', le tecniche di sequestro della C02 potrebbero assumere un ruolo decisivo. Con il termine 'sequestro' si intende una serie di interventi consistenti in:

8.24


•

Cattura della C02, ovvero questa non viene dispersa in atmosfera, ma è resa 3 disponibile ai confini della centrale ad elevata purezza e allo stato liquido , per renderne conveniente e fattibile il trasporto anche su distanze rilevanti. Trasporto con pipelines. Stoccaggio finale geologico, per il quale sono disponibili numerose alternative. Le più attraenti riguardano i giacimenti esauriti o in via di esaurimento di idrocarburi: iniettando C02 in giacimenti di petrolio si ottiene un incremento della produzione, che rende econom ico l'utilizzo della C02 (la pratica è nota come EOR - Enhanced Oil Recovery - ed è largamente praticata negli USA). E' altrettanto interessante la soluzione ECBM (Enhanced Coal Bed Methane): iniettando C02 in formazioni carbonifere si ottiene un desorbimento di metano dal carbone, che può essere recuperato ed utilizzato. Altre opportunità prevedono lo stoccaggio in cavità sotterranee artificiali in formazioni saline e, soprattutto, l'iniezione negli acquiferi, dove la C02 si diluisce e mineralizza nelle rocce ci rcostanti, consentendo un accumulo definitivo. Sono proposte molte altre soluzioni, tra cui lo stoccaggio in profondità marine (oltre 3000 m di profond ità ), ma non sono oggi ritenute di particolare interesse, anche perché il potenziale di accumulo di C02 con le soluzioni citate è estremamente grande, dell'ordine di molte decine di anni di produzione (probabilmente centinaia ...) .

•

Non ci soffermeremo oltre sulla fase di stoccaggio finale, soprattutto perché richiede competenze diverse da quelle espresse in questo testo. Dedicheremo qualche attenzione invece alla fase della cattura, perché è parte integrante dei processi che avvengono in centrale, infl uisce sulle prestazioni termodinamiche ed è responsabile (dagli studi teorici sinora svolti) della gran parte del costo complessivo di tutta l'operazione di sequestro della C02. Occorre tuttavia chiarire al lettore che nessuna centrale al mondo è dotata di sistemi di cattura (non esistono neanche impianti dimostrativi). La situazione è però in rapida evoluzione, anche perché molti organismi stanno riconoscendo un grande potenziale a queste tecniche (uno fra tutti, il Department of Energy degli Stati Uniti).

8.3.2 Metodologie di cattura Nella letteratura tecnica esiste una grande varietà di configurazioni proposte, studiate a livello teorico, che sono classificabili in tre categorie :

Rimozione dai gas combusti: si tratta di separare la C02 dai gas combusti senza modifiche sostanziali all'impianto di produzione di potenza (o con modifiche molto limitate) . Le tecniche di separazione sono concettualmente simili a quelle descritte in 8.1.4 per la rimozione dai gas acidi dal gas di sintesi di un IGCC, ma sono applicate a portate volumetriche superiori di ordini di grandezza, cioè quelle tipiche dei gas combusti, con pressioni parziali della co2 piuttosto limitate e in presenza di ossigeno (che può causare una degradazione di certi solventi), condizioni che impongono la scelta di un sistema di separazione chimica (con formazione di legami chimici tra solvente e gas) invece che fisica (assorbimento/desorbimento). E' 3

La C02 ha il punto critico a 30.98°C e 73.77 bar. Per restare liquida alle condizioni ambiente (15-25°C) deve avere una pressione sensibilmente superiore a quella critica. I valori citati in letteratura sono compresi tra 80 e 150 bar.


•

8.25

una tecnica applicabile a qualsiasi tipologia di centrale (USC1 IGCC 1 cicli combinati a gas natura le), anche come aggiunta a un impianto esistente. Combustione in ossigeno: usando ossigeno come comburente/ i gas combusti sono composti quasi esclusivamente da C02 e da H20: separata l/acqua per condensazione nel raffreddamento dei fumì 1 si ha a disposizio4 ne una corrente dì C02 di buona purezza senza ulteriori processi di separazione gas. In realtà i processi di separazione sono spostati da valle a monte dell'impianto, in quanto è necessario adottare un rilevante impianto 5 di separazione aria (ASU) . Un va ntaggio di questa tecnica è che l'impianto non ha un camino (i prodotti di combustione sono inviati al sequestro e si allontana solo l'azoto puro prodotto daii'ASU) e quindi è un impianto 'zeroemissions' in tutti i sensi. L'ossi-combustione può essere applicata sia a centrali USC che a IGCC, ma non è ritenuta conveniente per centrali a gas naturale, visto lo scarso contenuto di carbonio del combustibile. Decarbonizzazione del combustibile: si tratta di riallocare il potere calorifico del combustibile di partenza verso un gas di sintesi privo di carbonio, cioè costituit o da idrogeno .

Quest'ultima tecnica è al momento ritenuta quella più promettente/ per cui la approfondiremo maggiormente. Prima è però bene premettere che ogni tecnica di cattura della C02 non può non comportare una penalizzazione del rendimento rispetto a una soluzione di pari t ecnologia che rilascia C02 in ambiente . Ciò è dovuto a due effetti: (i) la C02 separata è un bene termodinamico uscente dall'impianto, non esistente in natura/ la cui produzione richiede un lavoro reversibile pari alla compressione isoterma dalla pressione parziale nell'ambiente a quella finale/ (ii) i processi reali utilizzati nella separazione e nella compressione della C02, che vanno ad aggiungersi a quelli già presenti nell'impianto, sono irre6 versibi li e come tali comportano una perdita di rendimento • Nel caso della decarbonìzzazione del combustibile/ quando applicata al gas di sintesi prodotto da un IGCC, i processi da aggregare a quelli già presenti nello schema base (es: fig.8 .5) sono di entità relativamente contenuta, minimizzando così non solo il costo di investimento aggiuntivo, ma anche la perdita di rendimento legata alle irreversibilità addizionali/ che risultano essere molto r idotte. Infatti, per realizzare la cattura di C02 in un IGCC è sufficiente introdurre nei classici processi di gassificazione due elementi: 4

In realtà la corrente finale contiene azoto e argon (provengono dalle impurezze del comburente), ossigeno (dall'eccesso di 0 2 per completare la combustione), acqua non condensata, i prodotti di combustione dello zolfo (se presente nel combustibile e non rimosso in fase gassosa), altri inquinanti (NO, CO). Tali elementi devono restare in soluzione nel flusso di C02 e quindi non devono eccedere certe concentrazioni.

5 L'ossigeno può essere ricavato anche da altri processi, molto interessanti ma ad oggi non disponibili per applicazioni industriali. Tra essi possiamo citare la separazione tramite membrane a trasporto ionico o la Chemical Looping Combustion, in cui 1'02 è trasportato a contatto con il combustibile attraverso la fase ossidata di un metallo (MeO), che, ridotto a Me dopo la combustione, viene ri-ossidato a contatto con aria. 6

Con le prime due tecniche di rimozione la causa fisica della perdita di rendimento è facilmente individuabile, rispettivamente nei consumi di potenza termica necessari per la rigenerazione della soluzione che assorbe la C02 dai fumi (strippaggio) e nel consumo di elettricità per la compressione nella separazione aria (in tutti i casi è inoltre necessario comprimere la COz separata fino ad una pressione sufficiente per la liquefazione e il trasporto, con ulteriori consumi di potenza elettrica) .

8.26

•


Un reattore di "shift" del syngas, che realizza sul gas di sintesi (composto da CO e H2) la già nota reazione CO+H20 ~ C02+H2, che sposta il potere calorifico del syngas esclusivamente sull'idrogeno. Ciò è realizzato in un reattore catalitico posto a valle della pulizia fisica del syngas, che opera tra i 350 e i 250°C; il vapore necessario per la reazione è già presente in grandi quantità (favorendola) soprattutto nel caso di raffreddamento del syngas con quench completo (fig.8.4C). La separazione di C02 dal syngas così prodotto, con processi di assorbimento di gas acidi del tutto simili a quelli per la rimozione di H2S, ma dimensionati adeguatamente. Si ricordi che in questo caso si tratta di rimuovere un gas ad elevata pressione parziale, con quindi dimensioni e costi dell'assorbitore molto più contenuti rispetto a quanto necessario per la separazione dai gas combusti.

Anche in questo caso la COz così separata deve esse re compressa a una pressione superiore a quella critica per poter essere liquefatta. Il syngas prodotto risulta pertanto composto al 90% circa da idrogeno, con cui viene alimentata la turbina a gas che produrrà quindi gas combusti virtualmente privi di CO/. Uno schema completo di impianto è riportato in fig.8.14. Rispetto a quello di fig.8.5 occorre notare che si è passati a un sistema di gassificazione con quench (come già detto fornisce intrinsecamente le quantità di vapore necessarie) e che sono presenti:

• Due reattori di shift, posti immediatamente a seguito dello scrubber ; lo shift ad alta temperatura (circa 350°C) realizza la maggior quota di conversione della CO, con una cinetica migliore e quindi con minor utilizzo di catalizzatore, rendendo disponibile il calore generato dalla reazione per la produzione di vapore di alta pressione; lo shift a bassa temperatura (2002500C) serve ad ottenere il massimo avanzamento della reazione che, essendo esotermica, è favorita dalle basse temperature. Si noti che i due reattori lavorano in presenza di H2S e devono essere quindi tolleranti nei confronti dello zolfo. La sezione di rimozione della COz è costituita da un assorbitore in cui un'opportuna soluzione organica 'assorbe' fisicamente i gas acidi. La soluzione è rig enerata con dei salti di pressione ottenuti in camere di flash multiple: la COz liberata è inviata al compressore inter-refrigerato che la porta a pressione superiore di quella critica prima del raffreddamento finale che la porta allo stato liquido. Con questa tecnologia è possibile "catturare" circa il 90% del carbonio introdotto nel ciclo, utilizzando componenti non usuali nel settore termoelettrico, ma di tecnologia assolutamente nota. Altre disposizioni impiantistiche possono consentire risultati leggermente migliori, utilizzando componenti in via di sviluppo (es: membrane per la separazione di idrogeno). Le tecnich e di decarbonizzazione possono essere applicate anche al gas naturale: si tratta di convertire il metano in CO e Hz attraverso un processo di 'auto-thermal-reforming' (ATR), in cui il gas reagisce con opportune quantità di vapore e aria, producendo un gas di sintesi 7

Una limitata frazione di COz sarà tuttavia presente, perché nel syngas finale sono rimaste piccole quantità di CO (imperfetta conversione nei reattori d i shift), di COz (imperfetta rimozione negli assorbitori) e di CH4 (formato dal gassificatore), oltre a N 2 e Ar provenienti dalla separazione aria o dal carbone stesso.

8.27


con compos1z1one simile al syngas di carbone (già addizionato di azoto per l'abbattimento di NOx se si usa aria). Questo syngas viene trattato con reattori di shift e assorbitori di gas acidi, esattamente come sopra descritto.

vapore lP v apore HP

Fig.8.14: Schema completo di un impianto IGCC con cattura di C02 mediante tecniche di decarbonizzazione del gas di sintesi.

8.3.3 Esempio di risultati ottenibili La tab.8.1 mostra i risu ltati di un'analisi teorica svolta dall'autore nel 2002 (in collaborazione con il prof. P.Chiesa) per la determinazione delle prestazioni energetiche (potenze, rendimento ), ambientali (tasso di rimozione di C02) ed economiche (costi dell'elettricità e della C02 rimossa) di una serie di configurazioni impiantistiche basate su t urbine a gas aventi 13 pari a 17 e una TIT di 1350°C, con ipotesi coerenti con quelle usate in altre sezioni di questo testo. I costi dell'elettricità sono stati ottenuti utilizzando un Capitai Charge Rate del 15% (vedi par.4.3.4) e un costo del carbone di 2 €/GJ e del gas naturale di 6 €/GJ, rappresentativi della attuale situazione di mercato (fine 2005); è _compresa una quota relativa al trasporto e allo stoccaggio finale della C02 posta pari a 10 €/ton (da indicazioni di letteratura). I casi analizzati sono:


8.28

•

IGCC: un impianto IGCC con gassificatore ad ossigeno a flusso trascinato con quench totale, senza cattura di C02, come riferimento per i seguenti; DEC: IGCC con cattura C02 mediante decarbonizzazione del syngas, con lo schema impiantistico prima descritto; OXC: IGCC con cattura C02 mediante combustione in ossigeno; EXC: IGCC con cattura C02 mediante sepa razion e dai gas combusti; NGCC: ciclo combinato a gas naturale senza cattura di C02, che utilizza le stesse macchine e la stessa tecnologia dei casi precedenti: ATR: ciclo combinato a gas naturale con cattura di C02, mediante autothermal-reforming.

Tab.S.l: Prestazioni e parametri economici di alcune configurazioni di impianto con e senza rimozione di C02 (*: compressore syngas). Configurazione

IGCC

DEC

o xc

EXC

NGCC

ATR

292.46 183 .15 11.50 26.02 16.16 20 .87

266.52 202.98 5.65 59.25 39.35

274.84 146.97 12.00 27.16 16.86

256.90 135.86

255.44 181.23 -6.65*

33.97 12.33 330.26

26.81 12.78 350.20

4.22 388.54

13.96 6.81 409.25

Potenza elettrica, MW Turbina a gas Turbina a vapore Espansore syngas Compressore aria ASU Compressore ossigeno Compressore azoto Compressore COz Ausiliari Potenza elettrica netta

12.05 412.02

291.14 168.39 12.77 28.38 17.62 9.26 25.20 14.13 377.72

Input combustibile LHV, MW Rendimento netto LHV, %

921.47 44.71

1005.0 37.58

900.07 36.69

961.78 36.41

678.92 57.23

838.14 48.83

C02 rimossa, % Emissione specifica C02, g/kWh

728.1

94.19 50.3

98.99 9.0

92.31 68.7

348.6

89 .7 42.0

2065 79.94 32.25

2418 90.64 44.87

2312 87.87 44.90

Costo spec. investimento, €/kW Costo dell'elettricità, €/MWh Costo COz catturata, €/tonn

1630 57.45

531 51.93

851 72.03 64.31

I risultati giustificano il largo spazio dedicato nel precedente paragrafo alla soluzione DEC, che si mostra nettamente vincente in termini economici (un risultato confermato da molti altri ricercatori ). Più in dettaglio: Le tecniche di cattura di COz applicate agli IGCC comportano una diminuzione del rendimento della centrale dell'ordine dei 7+8 punti percentuali e un aumento significativo (dal 25 al 50%) del costo di investimento. Queste penalizzazioni si traducono in un costo della COz catturata dell'ordine dei 30 €/ton nel caso migliore (DEC) e di 45 €/ton negli altri. Si tratta di valori importanti, che, riflessi sul costo dell'elettricità (il cui spaccato è visibile in fig.8.15), comportano una crescita dai 50-55 €/MWh agli 80-90 €/MWh, un aggravio certamente importante ma che resta sempre inferiore a quanto conseg uibile con le energie rinnovabili, anche nei casi più favorevoli ( energia eolica). Fra le varie tecniche è evidente come quella di ossi-combustione venga penalizzata da ingenti consumi deii'ASU (quasi 100 MWe su 470 lordil), mentre per il caso di rimozione dai gas combusti la t urbina a vapore perde

8

CE

:él

Si :; l


8.29

circa 40 MWe per l'estrazione di vapore necessario alla rigenerazione del solvente . In tutti i casi è comunque influente il consumo per la compressione e la liquefazione della COz. Per i casi a gas naturale, si segnala che il ciclo combinato offre il minor costo del kWh nonostante l'ipotesi molto sfavorevole di costo del combustibile (6 €/MJ). L'aggiunta di tecniche di cattura di COz aumenta notevolmente il costo di impianto: data la limitata quantità di COz prodotta dal gas naturale, si verifica un costo della C02 catturata largamente superiore rispetto alle soluzioni a carbone. E' pertanto giustificato pensare che le tecniche di cattura di C02 debbano venire applicate prioritariamente alle centrali a carbone, anche se ciò non toglie che sia ragionevole pensare, in una prima fase, ad impianti dimostrativi alimentati a gas naturale, più facili da progettare, gestire ed esercire. ATR

100 90

255 .44 181.23 -6.65.

..c

80

~ 70

~ ..._

I.UJ

13.96 6.81 409.25

~

"(3

·;::::

60 50

:t:: (l)

8 38 .14 48.83

(i)

40

o ...... C/) 30 o (,)

89.7 42.0

20

851 72.03 64.31

10

o

IGCC alla solui sultato diminuIi e Queste ne dei di valori isibile in Wh, un a quanto ( ener-

DEC

oxc

EXA

NGCC

ATR

Fig.8.15: Ripartizione dei costi dell'elettricità per le configurazioni di tab.B. l.

8 . 3.4 Considerazioni conclusive Le valutazioni di tab.8.1 e di fig.8.15 saranno probabilmente soggette a rapido invecchiamento, considerando la fase pionieristica in cui versa attualmente lo stato dell'arte per gli impianti con cattura di COz. Dimostrano tuttavia la sostenibilità di questa via, sia dal punto di vista della tecnologia che da quel lo economico, almeno rispetto ad altre strategie di mitigazione dell'effetto serra. Gli impianti descritti sono finalizzati alla produzione di energia elettrica. Tuttavia è molto facile pensare alla possibilità di produzione di idrogeno in grande scala, applicata alle tecnologie di decarbonizzazione: poiché il syngas è appun to composto al 90% di Hz è sufficiente una sua depurazione con PSA (PressureSwing-Adsorbers8) per rendere disponibile il prodotto in qualità adatta a qualsiasi 8

I PSA operano facendo passa re il syngas grezzo in una apposita struttura d i materiali assorbenti (zeoliti) che consentono il passaggio del solo id rogeno, a purezze elevatissime

8.30


applicazione. Anche in un 'ottica meno di lungo periodo e indipendente dallo sviluppo delle infrastrutture richieste dalla "hydrogen economy", è utile ricordare che i processi di gassificazione sono alla base della produzione dei combustibili di sintesi per l'autotrazione (es: gas-to-liquid con processo Fischer-Tropsch, produzione di metanolo e di di-metil-etere (DME)). Sia che si tratti di idrogeno o di altri combustibili di sintesi di elevata qualità, le tecniche derivate dalla gassificazione potrebbero, in un futuro non troppo lontano, offrire quindi contributi determinanti alla riduzione dell'inquinamento atmosferico, oltre che dell'effetto serra , anche in altri settori, oltre a quello elettrico, come in quello dei trasporti e in quello residenzia le (ad esempio, con sistemi di micro-cogenerazione basati su fu el cells alimentate ad idrogen o) La cattura di C02 e la possibilità di co -produrre idrogeno (o altri combustibili puliti) è quindi, a parere di chi scrive, un elemento davvero importa nte e qualificante. La produzione di elettricità e idrogeno ad emissioni trascurabili di gas serra è oggi possibile, in termini economicamente e tecnologicamente sostenibili, solo da combustibili fossili. Insieme all'eccellenza in te rm ini di abbat timento degli altri inquinanti, è pertanto ragionevole ritenere che gli IGCC e le tecniche da essi derivate possano godere di una buona reputazione da parte dell'opinione pubblica, nonostante la cattiva fam a del car bone (quasi sempre ingiustificata, ma ben radicata!), e quindi ottenere una mig liore accett azione da parte de lle popolazioni interessate. Questa potrebbe essere la chiave del successo di questa tecnol ogia nei prossimi decenni.

(es: 99.99% ) e a pressione praticamente uguale a quella di partenza . Le sostanze trattenute (tutti gli altri gas, q uindi CO, C02, CH4, Ar, N2) vengono liberate in una fa se di rigenerazione, in cui viene intercettato il flusso di idrogeno e la pressione viene fatta diminuire bruscament e (da cui il cui il nome di 'pressure-swing'). I gas desorbono dalle zeoliti, le qua li vengono anche lavate con un flusso di idrogeno puro per decontaminarle. I l sistema viene ripressuri zzato con il gas grezzo e continua il ciclo . I gas separat i (chiamati 'p urge') sono a bassa pression e (solitamente quella atmosfe rica), ma ha nno un notevole potere calorifico, essendo ricchi di H2, CO e CH4, e vanno quindi riutili zzati nell'impianto .

Al


Appendice Al

RICHIAMI SULLE PROPRIETÀ DEI GAS E SULLA COMBUSTIONE Al.l: Proprietà dei gas ideali e delle loro miscele Lo studio delle turbine a gas richiede la valutazione delle proprietà termodinamiche di gas e miscele di gas, per i quali la schematizzazione del gas ideale è universalmente accettata. La termodinamica elementare ci insegna che tutte le proprietà estensive (riferite cioè all'unità di massa o di mole) di un gas perfetto sono ricavabili, note la massa molecolare (kg/kmole) e la legge di variazione del calore specifico in funzione della temperatura, per ogni p e T (pressione e temperatura assoluta) dalle semplici relazioni:

R

T

p ·v= - - -T ; h= h0 + Jcp · dT MM To T dT R p s = s + Jc p .- - - - ·In o To T MM Po

{Al. l)

Nelle tabelle A1.1-A1.8 (al termine di questa appendice) sono riportate, per N2, Ar, 02, C02, CH4, CO, H20 (vapore), H2 (gas che sono sufficienti a risolvere la stragrande maggioranza dei problemi relativi alle turbine a gas), i seguenti valori in funzione della temperatura, nel campo tra 15 e 1500°C: •

trattedi rigediminuizeoliti, le Il sistema 'purge') e potere

Il calore specifico a p=cost., così come ricavato, per ogni gas, dalle forme polinomiali di 4° grado riportate in Tab.A1.16. L'entalpia specifica alla massa [kJ/kg]: è indipendente dalla pressione (ipotesi di gas ideale) ed è convenzionalmente posta a zero a 25°C per sostanze pure (N2, Ar, 02, H2), mentre per sostanze risultanti dalla combinazione di più specie at omiche il suo valore assoluto a 25°C corrisponde al calore di formazione della molecola. Per chiarire il significato di questa grandezza, sviluppiamo un esempio considerando la C02, che è il prodotto della combu stione di C e 02. Viene definito come calore di formazione della C02 la quantità di calore che si è dovuta sottrarre al gas combusto (una mole di C02) per riportarlo a 25°C (la temperatura iniziale dei due reagenti, una mole di C e una di 02) a partire dall'elevata temperatura in cui si trova dopo la reazione di combustione, fortemente esot ermica. Il sistema che definisce il calore di formazione è rappresentato in fig .Al. l: il calore uscente è il calore di reazione (e quindi di formazione della C02) e perché venga rispettato il bilancio entalpico del sistema di fig .Al.l (nella forma htn=hex+Qex) occorre che l'entalpia della C02 sia l'opposto del calore uscente dal sistema. Questa conven-

A2


zione è molto comoda nei calcoli perché permette di scrivere i bilanci entalpici in maniera semplice, pur tenendo conto correttamente della presenza di reazioni chimiche. L'entropia specifica a po=l atm ( 101.325 kPa), posto s=O a T=O K; l'entropia dipende ovviamente dalla pressione e va corretta con il t ermine (R/MM)In(p/po) per pressioni diverse da l atm. l'exergia a po=l atm, ovvero [(h-ho)- To·(s-so)], con To=25°C; l'exerg ia corrisponde in generale al lavoro ottenibile con un processo reversibile da una massa unitaria di gas in una condizione generica di p e T, riportandola allo stato morto termodinamico (qui assunto a T=25°C e p = l atm). I valori della tabella valgono per pressione di partenza pari a quella atmosferica: per pressioni diverse occorre aggiungere, in senso algebrico, la correzione dell'entropia già citata. 1 kmol C 12.011 kg

T = 25 °C h=

CALORE DI FORMAZIONE CO 2:

Gex = hm- h ex= 393.5 k

o

C)

MJ l

mo co2

1 kmo iC02 44.010 kg

1 kmol 02 31.999 kg

T= 25 °C kJ h = - 8941.7 kg co 2

T = 25 °C

MJ h=- 393 · 5 kmol C0 2

h =

o

Fig.Al.l: Combustione del carbonio e calore di formazione della C02. Le grandezze delle tab. Al.l-Al.8 sono riferite al kg. Per riferirle alla kmole, basta ovviamente moltiplicarle per la massa molecolare [kg/kmole]. Le proprietà delle miscele di gas si calcolano dai gas puri in esse contenute, nota la composizione molare (o volumetrica) X; [moli9 as i-esimolmolitotaH] o massica y; [kg9 as 1-esimolkgtotali] della miscela in esame. Nota la composizione molare, si ha: frazione molare pressione parziale massa mol. miscela frazione massica

X1= mol; l moltot p; = X; . p MM = l:; X;·MM; y; = (X;·MM;) l MM

L'entalpia specifica al kg sarà la somma delle entalpie specifiche al kg dei componenti moltiplicate per la loro frazione massica (ovvero h = l:; h;·y;); l'ent alpia specifica alla mole sarà invece la somma delle entalpie molari dei componenti per la loro frazione molare . Lo stesso vale per il cp. L'entropia di un gas perfetto dipende dalla pressione oltre che dalla temperatura (diversamente dall'entalpia): in una miscela, lo stato termodinamico di un singolo gas è determinato dalla sua pressione parziale, per cui si dovrà utilizzare, per ogni componente, l'entropia alla sua pressione l:; y;·S;(p;,T); espriparziale (p;) e non alla pressione della miscela (p) . Quindi s mendosi invece in termini di s;(p,T), cioè con i valori di entropia dei vari gas calcolati alla pressione totale, si ottiene:

=


A3

(A1.2)

E' interessante notare che i termini -{R/MM) ·X;· ln(x;) costituiscono la cosidetta en-

tropia di miscela mento (òsm;x): l'entropia di una miscela risulta più elevata dell'entropia dei suoi componenti prima di essere miscelati a p e T costanti, il che rende conto dell'irreversibilità di un'operazione di miscelamento, ovvero di avere dissipato il lavoro ricavabile dall'espansione dalla pressione totale alle singole pressioni parziali (che è appunto To·ilSmix). La tab.A1.9 riporta le proprietà termodinamiche di una miscela di ovvio utilizzo, ovvero l'aria, calcolate come sopra dalla sua composizione molare. I dati sono riferiti all'aria secca (in assenza di vapore d'acqua).

A1.2: Combustione: definizione e calcoli La combustione è una reazione chimica tra un combustibile e un comburente che avviene con produzione di calore: i prodotti della reazione avranno una temperatura più elevata dei reagenti. I cicli che utilizzano i processi di combustione come sorgente di calore sono sicuramente i più diffusi e i più importanti nella generazione di potenza. Tra quelli a combustione interna rientrano le turbine a gas. La quantità di calore sviluppata dalla reazione chimica di ossidazione di un generico combustibile viene chiamata "potere calorifico". La sua precisa definizione si rifà allo stesso schema concettuale di fig.A1.1 e viene formulata considerando i flussi di entalpia delle specie chimiche partecipanti alla combustione: in ingresso il comburente - in genere aria - (suffisso ox = oxidizer) e il combustibile (suffisso f = fuel), in uscita i gas combusti (suffisso g), riportati alla condizione di riferimento definita daTo e po. Si ha quindi:

Wcomb = G1 · LHV = Gox hox.o + G1 h1o - Gg hg,o LHV =a hox,O + hjo-( a+ l) hg,O

espricalco-

(A1.3)

dove a rappresenta il rapporto in massa tra comburente e combustibile. La quantità LHV (lower heating value) è, per definizione, il potere calorifico inferiore del combustibile: LHV rappresenta fisicamente il calore sottratto dai prodotti delle reazioni di ossidazione di un dato combustibile, per riportarli alle condizioni iniziali dei reagenti (convenzionalmente stabilite a 25°C), secondo lo schema di fig.Al.l, considerando l'entalpia dell'acqua nei fumi allo stato gassosò. Il suo utilizzo è alternativo a quello del potere calorifico superiore (HHV = higher heating value), che considera invece l'acqua nei fumi allo stato liquido e rappresenta quindi il calore recuperabile dai prodotti di combustione, compreso il calore ottenuto dalla condensazione dell'acqua prodotta dalla combustione: non essendo questa operazione normalmente perseguita nei processi industriali e nei cicli termodinamici, è certamente preferibile l'uso di LHV. I valori di LHV e di HHV sono univocamente definiti una volta nota la composizione chimica del combustibile: in realtà, la loro definizione prevede di impiegare un rapporto aria/combustibile stechiometrico, tale cioè che tutto il carbonio e l'idrogeno contenuti nel combustibile vengano completamente ossidati a C02 e H20 , utilizzando tutto l' Oz presente nell'aria. Tuttavia, altri gas


A4

presenti nel comburente, e quindi anche un eccesso di aria o di 02, si comportano da inerti nel processo di combustione : essendo poi riportati a To, ed essendo l'ent alpia di un gas perfetto solo funzione della temperatura, la (A1.3) è valida anche per a > Ostech (À>1) o comunque in presenza di qualsiasi gas inerte (è sufficiente che sia completamente ossidato il combustibi le). LHV e HHV si esprimono in J/kgr (o multiply; per i combustibili gassosi sono però spesso riferiti al metro cubo standard (St m : p= 101325 Pa, T= 15°C) o nor3 1 male (Nm : p=101325 Pa, T=0°C) • La differenza tra LHV e HHV è determinata dalla presenza dell'acqua nei fumi e quindi dell'idrogeno nel combustibile: per esempio, è elevata per il metano (CH4: 50009 kJ/kg contro 55495), mentre è nulla per il monossido di carbonio (CO: 10101 kJ/kg, sia LHV che HHV), privo di H2. Come abbiamo visto in Al.1, il calcolo della combustione si può riportare ad un semplice bilancio entalpico, qualora l'entalpia dei gas combusti sia calcolata per una miscela la cui composizione tenga conto della trasformazione chimica effettuata. Tale composizione è facilmente ricavabi le nota la reazione di ossidazione del combustibile, ipotizzando la sua completa ossidazione. In questo caso, con la convenzione per l'entalpia precedentemente definita (che include il calore di formazione delle molecole) il bilancio di un combustore diviene semplicemente:

Gox · hox +G l ' h 1 ::::: G gns · h gns

(A1.4)

dove ovviament e Gox+Gt=G9 as. Converrà svolgere fino in fondo un esempio di ca lcolo per meg lio illustrare il procedimento.

Esempio: si abbia una kmole di aria (supposta per semplicità composta solo da N2 (79.05%) e 02 (20.95%) a 400°C e si realizzi una combustione di metano puro a 25°C, in quantità pari al 25% di quello stechiometrico (A=4 ) . Calcolare la temperatura dei gas combusti. Comburente: 02 (MM=31.999) ~ 0.2095 kmoli = 6. 704 kg N2 (MM=28.013) ~ 0.7905 kmoli = 22.144 kg t otale = 28.848 kg (MM= 28 .848 kg/kmol) entalpia= 6.704·363.012 + 22.144-396.709 = 11220 kJ/kmol (h di N2 e 02 da relative tabelle - hox= 11220/28.848=393.85 kJ/kg) Combustibile: Reazione : CH4+202 ~ 2H20+C02; per una mole di metano ne servono due di 02 in una reazione stechiometrica (>,=1); se À=4, si avrà: moli CH4 = moli 02 /2 /4 ~ 0.2095/2/4 = 0.02619 kmoli CH4 che corrispondono a 0.42 kg, essendo MM=16 .043 - l'enta lpia è -4688 .94 kJ/kg (da tabella a 25°C) per cui l'input è - 4688 .95·0.42 = -1970 kJ Gas combusti : l'entalpia totale sarà: 11220-1970=9250 kJ - essendo la massa pari a 28 .848+0.42= 29.268 kg, l'entalpia specifica dei gas combusti risulterà pari a 9250/29 .268=316 kJ/kg. Per conoscere la temperatura del gas corrispondente a tale entalpia occorre costruire la relazione T-h di una miscela di gas con la composizione derivante dalla reazione in oggetto. I componenti della miscela, supponendo la totale ossidazione del metano, saranno 0 2 e N2 (dal 1

3

3

Stm e Nm sono unità di massa e non di volume, come potrebbe sembrare a prima vista; 1 kg di combustibile corrisponde (dall' equazione dei gas perfetti) a 23.65/ MM Stm 3 e a 22.42/MM Nm 3 , dove MM è la massa molecolare del fl uido considerato (vedi anche eq.7.7) .

A5


comburente) e H20 e C02 (prodotti di combustione). Avendo usato 0.02619 kmoli di CH4 e ricordando la reazione di combustione, avremo: 0.7905 kmoli N2 0.02619 kmoli C02 0.02619·2 = 0.05238 kmoli H20 0.2095-0.02619·2 = 0.15712 kmoli 0 2

(22.144 (1.1526 (0.9434 (5.0278

kg) kg) kg) kg)

Con questa composizione è possibile trovare l'entalpia massica dei gas combusti: h = (E; h;·ml) l (E1 m), note le h1 (per l'i-esimo componente) dalle tabelle a varie temperature. A 1000°C si ottiene h9 as=325.86 kJ/kg, a 900°C h9 as=202.55 kJ/kg: interpolando linearmente tra i due valori si ottiene una temperatura di 992°C (il procedimento può essere poi reso più sofisticato dal punto di vista dell'interpolazione numerica). Più complesso è il calcolo in un problema in cui sia nota la temperatura dei gas combusti e si vog lia determinare la quantità di combustibile necessaria ad attenerla (problema che si incontra sovente nei calcoli di turbine a gas): non essendo nota a priori la composizione finale, indispensabile per il calcolo dell'entalpia dei gas, occorre procedere iterativamente ripetendo il calcolo sopra illustrato per diverse quantità di combustibile fino a convergere alla temperatura desiderata. Ovviamente la soluzione di tali problemi ben si presta all'impiego del calcolatore.

E' interessante notare che la scrittura del bilancio entalpico, utilizzando la definizione di entalpia usata nelle tabelle, permette di ricavare il potere calorifico di un combustibile, avvalendosi dell'eq.A1.3. Calcoliamo ad esempio il potere calorifico del metano, riferendoci alla combustione di una kmole di metano con ossigeno puro (ma i risultati non cambierebbero utilizzando aria, in quanto l'azoto e l'eventuale eccesso di ossigeno non modificherebbero il bilancio entalpico, comparendo sia nel termine "ox" che nel termine "gas" alla stessa temperatura e quind i eliminandosi). Si avrà, per la già citata reazione di combustione del metano: Combustibile: Comburente : Gas combusti:

CH4: 02: C02: H20:

l 2 l 2

kmol, kmol, kmol, kmol,

16.043 63.998 44.010 36.032

kg, kg, kg, kg,

ho= -4667 ho=O ho=-8941.668 ho=-13422.89

Svolgendo il calcolo si ricava LHV= 50010 kJ/kg. Il potere calorifico citato è quello inferiore (LHV= lower heating value), perché l'entalpia dell'acqua di Tab.A1.7 è relativa allo stato vapore . Se si vuole calcolare il potere calorifico superiore (HHV), basta ricordare che il calore di evaporazione dell'acqua a 25°C è 2442.51 kJ/kg: l'entalpia dell'acqua liquida a 25°C risulta, nelle nostre convenzioni, pari a -15865.4 kJ/kg. Ripetendo il calcolo con questo valore si ottiene I'HHV che è 55495 kJ/kg. Le tab.Al.lO e Al.ll riportano infine le proprietà di gas risultanti dalla combustione stechiometrica di CO e H2 (due combustibili gassosi spesso presenti in gas sintetici), mentre le Tab.Al.l2-A1.15 sono riferite a gas combusti di metano con diversi rapporti aria/combustibile.


A6 Tab.A1.1' N2 - AZOTO - Massa mol. 28.013 Temp.

Ental pia

Cp

Entropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-10.399 0.000 78.027 18 2.666 288.705 396. 709 507.028 619 .787 734.891 852.050 971 .016 1091.608 1213.660 1337 .019 1461.545 1587 .111 1713.600

l . 0399

6800.596 6836.071 7069.502 7317.901 7521.161 76 94. 808 7847.566 7984 . 689 8109.476 8224.061 8330. 04 1 8428 . 679 8520.959 8607.670 8689.451 8766.832 8840.256

Tab.A1.2'

l . 0398

l. 0418 1.0523 1.0695 1. 0912 1.1154 l . J.397 1.1619 1.1809 1.1981 l . 2135 1.2273 1.2397 l . 2507 l . 2605 l . 2691

Entalpia

Cp

En tropia

oc

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-5.204 0.000 39.028 91. 065 143. 102 195.140 247.177 299.214 351.251 403.288 455.326 507. 363 559.400 611 .437 663.475 715.512 767.54 9

.5204 .5204 .5204 . 5204 .5204 . 5204 .5204 . 5204 .5204 .5204 . 5204 . 5204 .5204 .5204 .5204 . 5204 . 5204

3846.560 3864. 412 3981.075 4104 . 628 4204.402 4288.089 4360.163 4423.458 4479 . 882 4530.783 4577.145 4619.712 4659.059 4695.639 4729.815 4761. 885 4792 .092

Entalpia

Cp

Ent ropia

•C

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 14 00 1 500

-9.171 0.000 69.405 164 .209 262.076 363.012 466.6 75 572.576 680.289 789.506 899.852 1011.257 1123.671 1237.047 1351. 34 2 1466.517 1582 .533

. 9163 .9179 .9340 .9629 .9944 1 . 0238 1.0486 1.0686 1 . 0853 l . 0980 1.1088 1 .11 92 1.1290 1.1384 1. 14 74 1.1560 1 .1643

6376.226 6407.512 6615. 088 6840.047 7027.596 7189 . 859 7333 . 397 7462.185 757 8. 963 7685.784 7784.089 7875.214 7960.208 8039.903 8114 .966 8185 . 943 8253 . 288

Entalpia

.ep

Entropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

. 178 .000 8.429 39 . 009 84.445 140.677 205.451 277.326 355 . 225 438.222 525.589 616 . 772 711.310 808 .817 908.960 1 011.454 1116.052

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-8950 . 064 -8941 . 668 -8875 . 614 -8779 .977 - 8677.090 - 8568 . 261 - 8454.572 - 8336 .878 - 8215 . 805 - 8091. 905 - 7965.816 - 7837 .781 -7708.006 -7576.680 -7443.976 -7310.050 - 717 5 . 046

.834 5 .844 6 .915 2 .9950 1.0606 1 . 1142 1.1582 1.194 7 1 .22 61 1 .2504 1 .2710 1.2894 1.3058 1 . 3204 l . 3334 1.3449 1.3550

4 826.748 4855.39 0 5052.714 5279 . 412 5476.482 5651.385 5808.780 5951.892 6083.141 6204.315 6316.640 6421.3 64 6519.483 6611.793 6698.94 5 6781.477 6859 . 844

Exergia

Entalpia

Cp

Ent ropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

.089 .000 4 . 215 19.4 15 41. 705 68. 791 99.339 132.505 16 7 . 719 204.580 242.795 282. 1 40 322.446 363 .577 405.425 447.900 490 .931

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 150 0

- 4688.940 - 4667.000 -4492.373 - 4230 .346 -3 933.298 - 3600.736 -3 233.551 -2 833.987 - 2405 .621 - 1 953 .273 -1480 .494 -98 9 . 01 8 -4 80 .442 43. 733 582 . 094 1133.318 1696 . 167

2.1787 2.2094 2.4503 2.7934 3.1484 3.5014 3.8386 4.1467 4.4125 4.6287 4.8240 5.0028 5.1662 5 . 3150 5 .4501 5.5724 5.682 7

Exergia

Exergia

kJ/kg .143 .000 7.221 35.268 79.399 136.081 202.842 277.868 359.809 447 .581 540.180 636.991 737.512 841.316 948.036 1057.355 1168.994

Tab.Al. 5' CH4 - NETANO - Massa mo l. 16.04 3

JcJ/kg

02 -OSSIGENO -Massa mal. 31.999

Temp .

Temp.

kJ/kg

Ar -ARGON - Massa mol. 39.944

Temp.

Tab.A1.3'

Exergia

Tab .A1 .4 : C02 - biossido C - Massa mo l. 44.010

Temp.

11528 .100 11602.950 121 24.380 1 2744.910 13313.3 70 13847.440 14355.470 14841.090 15305.310 15747.61 0 16168.700 16570.630 16955.110 17323.520 176 77 .050 18016.720 18343.42 0

Bxergia kJ/kg .375 .00 0 1 9.161 96.178 223.741 397.070 6 1 2.786 867.561 115 7.519 1477.998 1825.229 2196.8 67 2 590 .813 3005.146 3438.102 3888.053 4353.497

Tab.A1 .6' CO - Monossido C - Massa mol. 28 .010 Temp.

Entalpia

Cp

Entropia

kJ/kg

•C

kJ/kg

kJ/kgK

J / kgK

.157 . 000 7 .516 35.248 77. 1 98 129 . 755 190 . 622 258 .125 331 . 021 408 . 389 489 . 426 573.662 660.734 750 .349 842 .265 936 . 278 1032. 215

15 25 100 200 300 400 500 600 700 8 00 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-3956.822 -3946 .423 -3868.290 - 3763. 184 -3656.285 -3547.060 -3435. 237 -3320.794 -3203 .937 -3085 .068 -2964.503 -2842.412 - 2718 .949 -25 94 .258 - 2468.470 -2341.705 -2214.072

1.0398 1.0400 1 . 0446 l . 0589 1.08 0 0 1 . 105 0 1 . 1315 1.1570 1.1794 1. 1975 1.2136 l . 2280 1.2410 l . 2526 l . 2630 l. 2722 1 .2803

7016.997 705 2.473 7286.210 7 535 . 698 7740.596 7 916.199 8071.037 8210.207 8336.895 8453 .152 8560.559 86 60.423 8753.771 8841.4 18 8924 .028 9002 .148 9076. 236

Exergia

kJ/kg .179 .000 8.444 39.165 84.974 141.843 207.501 280.451 3 59. 536 443 .743 532 .285 624.602 720 .232 818.791 919.949 1023.422 1128 .966

combinati

Turbine a gas

Al

e cicli combinati

Tab . A1. 7: H20 (vapore) - Massa mol. 18 . 016 Exergia kJ/kg .143 .000 7.221 35.268 79.399 136.081 202.842 277.868 359.809 447.581 540. 1 80 636.991 737.512 841.316 948.036 1057.355 1168.994

Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 11 00 12 00 1300 1400 1500

•c kJ/kg .375 .000 19.161 96.178 223.741 397.070 612.786 867.561 1157.519 1477.998 1825.229 2196.867 2590.813 3005.146 343S.102 3888.053 4353.497

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 HOO 1 500

k J/kg .179 .000 8.444 39.165 84.974 141.843 207.501 280.451 359.536 443.743 532.285 624.602 720.232 81 8.791 919.949 1023.422 1128.966

Entropia

Exergia

J/kgK 10411. 780 10475 .330 10896·. 250 11350.460 11727.740 12054 . 220 12344.610 12607.940 12850.260 13075.970 13288 070 13488 . 390 1 3678 . 370 13859 .130 14031 . 630 141 96 . 640 14354.820

kJ/kg .320 . 000 15.233 71.207 155.586 261.344 384.503 522.553 673.845 837.365 1012.242 1197.448 1392.089 1595.381 1806.627 2025.205 2250 . 549

Entalpia kJ/kg - 1 43.276 . 000 1 078.130 2523 . 772 39 76.413 5434.585 6898 . 389 6369.973 9854.012 11357.370 12882.61 0 14429.330 1 5997.090 1 75 85.440 1 9193.870 20821 . 870 2 24 68 . 930

Cp kJ/kgK 14.3215 14.3336 14.4136 14.4949 14.5554 14.6082 14.6714 14.7680 14.9255 15.1435 15.3605 15.5732 15.7813 15.9847 16.1830 16.3762 16.5640

Entropia J/kgK 64280.160 64768 . 950 67994 .1 4 0 71426 .180 74211.220 76556 . 150 78583.480 80373.320 81982.320 83452.660 84811.410 86076.540 87261.880 88378 . 330 8943 4 .630 90437 . 880 91393 . 930

Exergia kJ/kg 2.458 .000 116.539 538.919 1161.200 1920.232 2779.586 3717.530 4721.846 5786.825 6906.948 8076.472 9290.827 10546.300 11839.800 13168.680 1 453 0 .690

Tab .A1. 9 : ARIA SECCA- Massa mol. 28.964

fraz.molare

Composizione Ar C02 N2 02

Exergia

kJ/ kg -13 4 41. 52 0 -13 422.890 -13282 . 160 -13090.760 -12893.900 -12690.800 -12481.060 -12264.500 - 12040.960 - 1181 0. 1 40 - 11572.030 -11327.100 - 11 075 . 820 -1081 8 . 630 - 1 0555.950 -10288 .180 -10015.670

Cp kJ/kgK 1.8615 1.8641 1.8905 1.9396 1.9989 2.0638 2.1313 2.2002 2. 2710 2.3454 2.4160 2.4818 2.5431 2.6000 2.6529 2.7020 2.7475

Tab. A1 . 8: H2 - IDROGENO - Massa mol. 2.016 Temp.

Exergia

En talpia

Temp.

•c 15 25 100 200 30"0 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Argon Bioss.carb. Azoto

Ossigeno Entalpia

kJ/ kg -14. 1 23 -4 . 076 71.450 173.134 276.587 382.238 490.270 600.665 713.253 827.742 943.857 1 06 1. 447 1 180.374 1 300 .511 142 1. 743 1543.965 1667.079

fraz.massica

.93000E- 2 .30000E-3 .78090 .20950

Cp kJ/kgK 1.0046 1.0048 1.0101 l. 0247 l. 0450 1.0683 l. 0923 1.1153 1.1360 1.1533 1.1688 1 .1828 1 . 1 955 1 .2070 l. 2174 1.2268 1.2353

Entropia J/kgK 6826 . 210 6860.485 7086.419 7327.782 7526.075 7695.934 7845.525 7979.775 8101 . 834 8213 .809 8317 . 251 8 4 13 . 4 33 8 503 . 3 52 8587 . 798 8667 . 4 1 6 8742 . 735 8814.200

.12826E- 1 . 45584E-3 .75527 .23145 Ex ergi a kJ/kg .172 .000 8.163 37.885 82.217 137.225 200.656 271. 025 347.221 428.325 513.599 602 . 511 69 4 .629 789.589 887.083 986.848 1 088.655

Tab. Al . 1 0: Cffi4B. STECH. DI CO E ARIA SECCA

---co---

MJ/kg 10.103, 10.103, 9.832, 9.183,

Pot. c al. sup. Pot . c al . inf . Ex erg i a

Lavoro rever.

MJ/Nm3 MJ/Stm3 12 . 626 , 11 .969 12 . 626 , 11. 969 12.288, 11.648 11. 477, 10.879

kg combur . /kg combust. Holi combur. /moli combust. Nm3 fumi/kg combustibile

2.4679 2.3866 2.3099 Composizione fraz. molare massica .00769 .00913 Ar Argon .34667 .45339 002 Biossido carbonio .64564 .53748 N2 Azoto r1assa mol . [kg/kmoll 33 . 651

Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 600 900 1 0 00 1100 1200 1300 1400 1500

Entalpia kJ/kg ·4063. 540 -4054.097 -3961.854 · 3661.777 - 3777.659 - 3669.792 - 3556.478 - 3444.035 - 3326.601 -3207.179 -3065.595 -2962.254 -2837.34 0 -2711.020 - 2563.447 - 2454.762 - 2325.092

Cp kJ/kgK . 9420 . 9466 .9797 l. 0214 l . 0604 1.0964 1.1293 1.1590 1 . 1851 1.2064 1.224 9 1.2416 1.2564 1.2697 1.2815 1.2920 1.3012

Ent r opia J/kgK 604 8 . 486 6080 . 701 6296 . 696 6534 . 117 6733.626 6907.021 7061.145 7200.310 732 7 .402 7444.394 755 2.706 765 3.591 7748. 036 7836.828 7920.610 7999.913 8075.163

Exergia kJ/ kg .162 . 000 7.843 37.134 81.767 137.937 203.300 276.250 355.592 440.332 529.623 622.885 719.641 819.488 922.081 1027.122 1134.350

Tab . Al.11 ' COMB. STECH. IDROGENO E ARIA SECCA - --H2-- Pot. c a l. sup. Po t. c a l . inf.

Exe rgia Lavoro r ever.

MJ/kg 141.781, 119. 95 4 ' 138.765, 117.653 ,

MJ/Nm3 HJ/Stm3 12 . 753, 12.089 10.790, 10 . 228 12 .48 2, 11. 832 10 .58 3, 10.032

kg combur . /kg combust. combur. /moli combust. Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 f umi secchi/kg combustibile ~loli

Cowposizione

fraz. molare

Ar Argon 002 Biossido carbonio H20 Acqua (vapore) N2 Az oto Hassa mol . [kg/kmol] 24.646 Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Entalpia kJ/kg - 3415.528 - 3403 .111 - 3309.696 -3183.746 -3055.362 -2923. 993 - 2789.223 - 2650.931 -2509 . 152 -236 4. 019 - 2215 . 7l1 -2064 . 483 - 1 910.575 -l 754 . 211 -1595.600 - 1434. 934 - 1272.393

Cp kJ/kgK 1.241 4 1.2420 1.2502 1.2703 l . 2960 1.3304 1.3652 1.4005 1.4348 1.4676 1.4961 l . 5261 l . 5517 l . 5752 l. 5967 1.6163 l . 6342

34.289 2. 3866 32.093 20.976

massica

.00769 . 0 0 025 .34 642 . 64564

.01246 .00044 .25324 .73386

Entropia J/kgK 7909 . 893 795 2.254 8231.695 8530.647 8776.681 8987 . 912 9174. 520 9342.686 9496 . 386 9638. 321 97 70 . 435 98 94. 126 1001 0 . 490 10J.20.400 10224 .560 10323.570 10417.920

Exergia kJ/kg .21 3

.ooo

10.099 46.917 101.926 170.336 249.469 337.622 433.576 536.391 645.309 759.658 878.873 1002.468 1130.023 1261.169 1395.580

AB


T ab. Al. . 12 : COI·IB. STECH. DI METANO E ARIA SECCA

---CH4-- Pot. ca l. sup. Pot. cal. inf. Exergia Lavoro rever.

MJ/kg

MJ/Nm3

55.495, 50.010, 57. 304, 50.986,

39.723, 35.797, 41. 01 8 ' 36.496,

f.1J/Stm3

kg combur./ kg combust. Moli combur./moli combust . Nrn3 fumi/kg combustibile Nm3 fum i secchi/kg combustibile

---CH4---

I".J/kg

37.656 33 . 933 38.683 34.596

Pot. cal. sup . Pot . cal . i nf. Exergia Lavoro rever.

55.495, 50.010, 57.304, 50.986,

17.235 9. 5465 14.735 11. 940

kg combur./kg combust. f.loli combur . /moli combust . Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 fumi secchi/kg combustibile

fraz. molare

massi ca

.84182E-2 . 95089E- 1 H20 Acqua (vapore) .18 964 N2 Azoto .70686 02 Ossigeno . 00000 Hassa mol. [kg/krnol l 27 . 739

.01212 .15087 .123 1 6 . 71385 .00000

Composizione Ar Argon C02

Temp. <>C

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1 000 1100 1200 '1 300 1400 1 500

Bioss.carbonio

Entalpia Cp kJ/kg kJ/kgK - 3013.266 - 3002.219 - 2918 . 748 - 2805.419 -2689 .324 -2570 .161 - 2447.796 - 2322.243 -21 93 .648 - 2062 .262 - 1928 . 359 - 1792. 161 -1653.876 -1513.697 - 1371 . 800 - 1228 .34 9 -1083 . 494

1. 1038 1.1 056 1.1209 1.1465 1.1759 l . 2075 l . 2397 1. 2711 1 . 3004 l . 3268 1.3509 l. 3727 1 . 3926 1.4107 1.4270 1.4418 l . 4551

Tab . Al.14: COMB .METANO E ARIA SECCA,

Entropia J/kgK

Exergia kJ/kg

7158.895 7196 . 583 7446. 245 7715.205 7937.709 8129.280 8298.710 8451.386 8590 . 7 9 4 8719.288 8838.573 8949 . 974 9054. 525 9153.058 9246 . 245 9334.646 9418.730

.190 .0 00 9.034 42.173 91.928 153.974 225.824 305.856 392.887 485.962 584.301 687 . 285 794 . 397 905. 1 99 1019 .312 1136 . 406 1256.192

LAI-IBDA~4

MJ/Nm3 f.1J /Stm3 39.723, 37.656 35.797, 33.933 41. 018, 38.883 36 . 496, 34.596 68.94 0 38.185 54.747 51 .952

fraz . molare .90627E- 2 .25812E-1 H20 Acqua (vapore) .51039E-1 N2 Azoto .76097 02 Ossigeno .15311 Massa mal . (kg/krnol] 28. 634

rnassica

Temp .

Exergia kJ/kg

Composizione Ar

Argon

C02

Bioss.carbonio

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Cp Entalpia kJ/kg kJ/kgK

-796 . 088 -78 5.780 - 708.183 -603 . 463 -496 . 713 ·387.539 - 275. 770 -161 .4 23 -44 . 662 74.233 194.986 317 . 42 7 4 41 . 401 566.764 693 . 384 821 . 141 949 . 924

l. 0304 l . 0311

1 .0390 l . 0565

l. 0792 1.1046 1.1307 1 .1559 1.1788 1. 1985 1.2162 1 . 2323 1. 2469 1.2601 1.2721 1.2829 l. 2926

Entropia

J /kgK 6955.959 6991.124 7223.245 74 71.803 7676.409 7851.929 8006.692 8145.747 8272 . 329 8388.610 8496.184 8596.333 8690.067 8778.187 8861.342 8940.073 9014.828

. 01264 . 03967 .03211 .74447 .17110

.177 . 000 8 .390 39.003 84 . 749 14 1 . 592 207.218 280.106 359.127 443.352 532. 033 624.615 720 . 641 819 . 73 2 921.559 1025. 842 1132.337

Tab.Al.13: CO!·IB.l·IETANO E ARIA SECCA, LAMBDA=2

Tab.Al..l5: COMB. ì1ETANO E ARIA SI!CCA, LAI1BDA=8

kg combur./kg combust. Moli combur./moli comb. Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 fumi secchi/kg combustibile

kg combu r./kg combust . Moli combur . /moli combust. Nm3 fumi /kg combustibile Nm3 fumi secchi/ kg combustibile

34.470 19.093 28.072 25 . 278

Composizione fraz. molare Ar Argon . 88371E-2 C02 Bioss.carbonio . 50054E- 1 H20 Acqua (vapore) .99539E- l .74204 N2 Azoto .99535E- 1 02 Ossigeno Massa mol. (kg/krnol] 28 . 321

massica

Exergia kJ/kg

kJ/kg

Cp kJ/kgK

Entropia

<>C

15 25 1 00 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-1556 . 005 -1545 . 444 -14 65 .834 -1358 . 163 - 1248.211 - 1135.613 - 1020 . 212 - 902. 024 -781.207 - 658.031 - 532 . 771 -405 . 615 -276.736 - 146 . 295 - 14.439 118.697 252.988

l . 0556 l . 0566 1.0671 1.0 873 1 .1123 1.13 99 1.1681 1.1954 1.2205 l . 2425 1 . 2624 l . 2805 l . 2969 1 . 3117 l. 3252 1.33 73 l. 3483

704 7 . 290 7083. 319 7321.4 5 2 7577 . 002 7787.743 7968.764 8128 .555 8272.277 8403.256 8523 . 724 8635 . 311 8739.316 8836 . 758 8928.446 9015 .04 0 9097.085 9175 . 038

Temp.

Entalpia

J/kgK

.01246 . 07778 .06332 .73397 .11246

.181 .000 8.611 40.090 87 . 210 145.836 213. 595 288 .93 2 370.698 457.956 549 . 947 646 .0 94 745.921 849 .02 5 955 .063 1063.737 1174.787

137.88 76 . 371 108.10 105 . 30

Composizione f raz. molare .91798E-2 Ar Argon C02 Bioss.carbonio .13221E-1 H20 Acqua (vapore) .25850E-1 .77081 N2 Azoto 02 Ossigeno . 18094 28. 797 ~1assa mol . [kg/krnol ]

massica

Temp .

Bntropia J/kgK

Exergi a kJ/kg

6899.64 7 6934 . 370 7163.419 7408 .4 06 7609.878 7782. 588 7934.785 8071 .454 8195 .791 8309.935 8415 . 456 8513.637 8605.477 8691.772 8773.173 8850.210 8923.332

. 175 . 000 8 . 278 38 . 448 83.492 139.424 203.961 275.598 353.217 435.892 522 . 882 613 .64 3 707.729 804 . 769 904 . 445 1006.485 1110.653

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1 300 1400 1500

Entalpia Cp kJ/kg kJ/kgK - 407.921 -397. 7 43 -321.174 -217 . 960 -112 . 847 -5.42 2 104.492 216 .877 331.567 448.274 566 . 725 686.758 808 .227 930 . 996 1054 . 941 1179 . 950 1305. 919

l . 0176 1.0180 l . 024 7 l . 04 07 1. 0622 1.0866 1.1117 1 . 1358 1.1576 1.1761 1.1927 1. 2077 l . 2214 1 . 2338 1. 2450 1.2551 1.2642

.012733 .020205 . 016172 . 74983 . 20106

A9


Tab.A1.16: Coefficienti per il polinomio di 4• grado che definisce il calore specifico in funzione della temperatura nelle tabelle da Al.l a Al.lS (cp con Cp in J/kgK, T in •c. Campo di validità da 15 a 1500°C.

:56 i33
: s6 ~.~o

lBS 552

:.assica .01264 .03967 .03211

. 7H47 . 17110

::Xergia kJ/kg

.177 .000 8 .390 39 .003 e ~.

Tab. Al . l A1.2 A1.3 Al.4 Al.5 Al. 6 A1.7 A1.8 Al. 9 A1.10 A1.11 A1.12 A1 . 13 A1.14 A1. 15

a 1043 .26 520 . 372 898.610 821. 495 2152 . 87 1041.89 1849 . 28 142 46.4 1000.61 937 .9 39 1238 .3 5 1102.17 1051 .88 1026 .61 1013 .71

b -. 825203e - l

=a +

c .764041e - 3

b-T

+ c-T2 + dT3 + e--r), d

- . 727713e-6

e .214620e-9

o

o

o

o

. 348098 l . 0273 1 2.67496 - .4 45141e-1 . 3519 88 2.20992 .4 82759e-1 .424123 . 591458e- 1 .146540 . 110588 . 798778e-1 .641882e - 1

- .462421e - 4 - .887184e - 3 . 352651e-2 . 795132e-3 .610305e-3 - . 6 232 7le- 2 . 462906e-3 . 84 1106e-s .60 9902e-3 .461952e-3 .421311e -3 .441 810e - 3 . 452287e-3

-.141526e-6 .397857e- 6 -. 514929e -5 - . 823077e-6 - .414484e-6 .864853e-s -. 454035e-6 - .210743e-6 - .508288e - 6 - .479681e -6 - . 416097e-6 - .4 34794e-6 -.444350e-6

. 644756e- 10 - .70049e -10 .177012e-8 . 255613e - 9 . 782843e-10 -.324846e-8 . 1 29112e-9 . 8359 31e-10 .1 285 30e- 9 .14 0765e-9 .11 6005e- 9 .122464e-9 . 125765e- 9

749

:H .592

: 07.218

Tab.A1 .17: Proprietà termodinamiche del vapor d'acqua in cond izioni sature

::80 .10 6

359 .127 4B. 352 532. 033 62~. 615 ~20 .64 1

s ::.9.732

521. 559 : C25 .842 : ::.32 .337

::assica .01273 3 020205

.016172 .74983 .20106

:O:Xergia kJ/kg . 175 .000

8.278 38.448 83. 492 :39 .424 203 .961 275 .598

353. 217 435 .892 522 .882 613 .643 707 .729 804 .769 904 .445

: 006.485 : :10 .653

- kg/m3 - pv

p,bar

hl -kJ/kg - h v

sl - kJ/kgK- sv

pl

. 0 1227 lO .02337 20 30 .04241 40 .07375 .12335 50 60 . 19920 70 .31162 .47360 80 . 70 1 09 90 100 1 .0132 110 l . 432 6 1 . 9854 120 130 2.7 013 140 3.6137 150 4 . 7599 160 6 . 1806 17 0 7 . 9202 180 10 . 0 26 6 190 12.5512 200 15 .548 8 210 19 .0773 220 2 3 .1983 230 27 .976 0 240 33 .4783 250 39.776 0 260 46.9433 270 55.0 580 280 64 . 2 017 290 74.4607 300 85 .9269 310 98 .7001 320 112.890 330 128.625 3 40 146.051 350 1 6 5.351 360 186 .750 370 210 . 540 3 74. 15 221.20

41 . 9 9 2519.90 83 . 86 2538.18 125 . 66 2556 .3 5 167.45 2574.37 209.26 2592. 17 251 . 0 9 2609 .71 292 . 97 2626 . 92 334.92 2643 . 75 376.94 2660 .1 4 4 19.06 2676 . 01 461.32 2691.31 50 3.72 2705.96 546 . 31 2719 .90 589 . 10 2733 . 07 632.1 5 2745 . 37 675 .47 2756 . 73 719.12 2767.06 763.12 2776 .2 7 80 7.52 2784.2 6 852.37 2790.94 897 . 73 2796.20 943 . 67 2799 . 92 990 . 27 2801. 97 1037.60 2802.21 1085 . 78 2800.43 1134 . 94 2796.42 1185 . 23 2789.87 1236.84 2780.42 1290 . 01 276 7. 64 1345 . 05 2751.03 1 402.3 9 2730 . 01 146 2.6 0 2703 . 67 1526.52 2670 .17 1 5 9 5. 47 262 6.1 6 1671. 78 2567 . 70 1764 . 17 2485 . 45 1890 . 20 2342 . 80 2107.4

. 1510 8 .902 0 .2963 8 . 6684 .4 36 5 8. 454 6 .5721 8.2583 . 7035 8 . 0776 .8310 7 . 9108 .9 548 7 . 7565 l. 0753 7.6132 1.1925 7.4799 1.3069 7 .3554 l. 4 1 85 7 .2 388 1 . 5276 7.1293 l . 6344 7 .0 261 1.7390 6.9284 6 .8358 l . 8416 l. 9425 6 . 7 475 2.0416 6 .663 0 2 . 1393 6.5819 2.2356 6 .503 6 2 . 3 3 07 6. 42 78 2 . 424 7 6.353 9 2.5178 6.2817 2 .610 2 6 .21 07 2.7020 6 . 1406 2.7935 6.07 08 2 . 8848 6.0010 2 . 9763 5.9304 3 . 0683 5.8586 3 .1611 5 .7 848 3 . 2552 5 . 7081 3 .3512 5 .6278 3 . 4500 5 . 5423 3 . 5528 5 .4 490 3.6616 5 . 3 42 7 3 . 7801 5 . 2 177 3 .921 0 5 .06 00 4 . 1108 4 . 814 4 4.4429

999. 7 .9395e - 2 998.3 .1729e -1 995.7 .3036e - 1 992.2 . 5116e - 1 988. 0 .8301e - 1 983.1 .13023e0 977.7 .19817eO 971 . 6 .29333 e0 .423 50eo 965.1 958 . 1 .59773e0 950.7 .82649eO 942 . 8 .11217e1 934.6 .149 67e1 925 . 9 .19666e1 916.8 .25481e1 907 .3 .32599e1 897 . 3 . 41228e1 8 8 6.9 .51 5 99e1 87 6.0 .63973e1 864 . 7 .7864 le1 852 . 8 .95934 e1 840 . 4 .11623 e2 827.3 .13996e2 813.6 .167 63e2 799 . 2 . 1 9985e2 . 23734e2 783 . 9 767.8 .28099e2 750 . 5 . 33194e2 732 . 1 . 39162e2 712 . 2 . 46192e2 690 . 6 .54544e2 666.9 . 64600e2 640.4 .76 986e2 . 92761e2 610.2 574 . 4 .ll365e3 527 . 5 .14410e3 451.7 . 20109e3 3 1 5.457

T

AlO


Tab.A1.18 : Proprietà termodinamiche del vapore d 'acqua a varie T e p. T in oc, p in bar, h in kJ/kg, s in kJ/kgK, p in kg/ m 3 . T

15

100

200

300

400

500

5 38

565

6 00

P = . 020 h= 62.9 4 2688.50 2880.02 3076.81 3279 . 71 3489.21 35 7 0.62 3629. 07 3816 . 37 Ts =17 . 51 S= .2243 9 . 193 4 9. 6479 10.0 251 10 . 3512 10 . 6413 10 . 7441 10 . 8149 l l. 027 7 P=. 9992e 3 . ll6e-l .9 l6e-2 . 756e -2 . 643e-2 . 560e-2 . 5 34e -2 . Sl7e -2 . 469e - /. P = .oso h = 62 .94 2688 . 14 2879.88 3076. 74 3279 . 66 3489 . 18 3570 . 59 3629 . 05 3816 .3 5 Ts=32.90 S= .22 43 8 . 769 8 9 . 2248 9. 6021 9.9283 10 . 2 184 lO . 3212 10.3920 10 . 6049 p= .9992e 3 . 290e-l . 229e-l . l 89e-l . 161e-l . HOe- l .133e- 1 . 1 29e- 1 .ll7e-l D= . 100 h = 62.95 2687.52 28 79 . 64 307 6 . 62 3279.5 8 3489.13 3570 . 54 362 9 . 00 381 6 .3 1 Ts=45.83 S= .2243 8.4486 8.9045 9.2820 9. 6083 9.8984 10 . 0012 lO . 0721 10.2849 p= . 9992e 3 . 58le -1 .458e - 1 . 378e-1 .322e - l .28 0e - 1 .267e- 1 . 258e -l .234e-l p= . 200 h= 62.96 2 686 .29 287 9 . 17 3076.38 3279 . 43 3489 . 0 2 3570.45 3628 . 9 1 3816 . 24 Ts= 60 . 09 S= .2243 8 . 1261 8. 5839 8.9618 9 . 2882 9 . 57 84 9 .68 12 9 . 75-2 1 9 .9650 p=.9992e3 .1165eO . 917e - 1 .7 56e-1 .644e-1 .561e -1 .534e - 1 . 517e -1 . 69 5e-1 P= .500 h= 62 . 99 2682.56 2877.75 3075 . 67 327 8 . 98 3488 . 69 3570.15 3628 . 64 3816 . 0 3 Ts=81. 35 S= .2243 7 . 695 3 8. 158 7 8.538 0 8 . 8649 9 . 1552 9 . 2581 9 . 3 290 9 . 5419 p =. 9992e3 . 2926e0 . 2296e0 .1 893 e0 . 16lle0 . 1402e0 .1336e0 .1293e0 . 1174e0 P= l. 00 h= 63.04 2676.18 2875.36 3074.47 3278.22 3488 . 14 3569 . 67 3628 . 19 3815 . 67 Ts= 99 . 62 S= .2243 7. 3618 7.8349 8.2166 8 . 5442 8 . 8348 8 .9 377 9.0087 9.2217 p =. 9992e3 . 5898e0 . 4603e0 . 3790 e0 . 32 23e0 .2805e O .2673e0 .2587e 0 . 2348e0 P = 2.00 h = Ts=120.2 S=

63.13 .2243

419 . 14 2870.49 3072.07 3 276.69 3487 . 05 356 8 . 69 3627 . 28 3814 . 96 1.3 068 7.5072 7 . 8937 8.2226 8 . 513 9 8.6170 8 .6880 8 .9012

p= . 9993e3 . 9582e3 . 9256e0 . 7 598e0 . 6455e0 . 5 614e 0 . 535 0e0 .5176eO . 4698e0 P = 5 .00 h= 63 .42 4 19.36 28 55.13 3064. 76 3272. 11 3483 . 77 356 5 . 75 362 4.5 7 3812.82 .2242 l. 3066 7 . 0592 7 . 4614 7.7948 8 . 0879 8 . 1914 8 . 2627 8 . 4766 Ts=151.8 S= p =. 9994e3 . 9583e3 . 2353e1 . 1914e1 . 1620e1 .1407e1 .l340e1 . 1296e1 .1176e1 P= 10.0 h= 63.90 419.74 2826.79 305 2.14 3264 . 4 0 3478 . 29 3560.86 3620 . 04 3809 . 26 .2 24 2 1.3062 6.6 922 7.1251 7.4665 7 . 7627 7.8670 7. 9387 8 .1537 Ts=179.9 S= p= . 9996e 3 . 9586e3 . 4 856el . 3876el . 3263el .282 5e1 . 2 689e1 .2600e1 .2356e1 p= 20 . 0 h = 64 . 85 420.4 9 852.55 3025. 04 3248 . 70 3467 . 28 35 51. 05 3610 . 98 380 2. 13 Ts =212 . 4 S= . 2240 l. 3054 2 . 3300 6 . 7696 7.1296 7 . 4323 7. 53 80 7 . 6107 7 .82 79 p=.1000e4 . 9590e3 . 8650e3 .7 968e1 . 6617e1 . 5696e 1 . 54 14e1 .52 3 1e1 .4731e1 p= 50.0 h= 67 . 72 422.74 853.79 2925.51 3198. 26 34 33. 66 352 1. 31 358 3 .5 8 3780 . 71 Ts =263.9 S= .2236 1 . 3030 2 . 3253 6 .2105 6 . 6508 6.977 0 7.0877 7 .1 632 7.38 7 2 p= . 1001e4 .9605e3 . 8673e3 .2207e2 . 1730e2 .1460e2 . l3 81e2 . 1331e2 . 1197e 2 p= 100. h = 72.47 42 6.50 855.92 1343.36 3099.93 3374. 60 3470 . 09 3536.85 3744 . 74 Ts=310.9 S= .2227 1.2992 2.3176 3.2488 6 . 2182 6 . 5994 6 . 7200 6 . 8010 7 . 0373 p =. 1004e4 . 9628e3 . 871le3 . 7154e3 .3787e2 .3053e2 .2863 e2 .2745 e2 .2441e2 79.09 431.78 85 9 .05 1336 . 54 2921.75 3 2 8 3. 47 3393 . 50 3468 .16 3 693 .5 0 . 22 15 l . 2939 2 . 3073 3 . 2200 5 . 7 599 6 . 26 36 6 .4 026 6 . 4931 6 . 7 493 .1007e4 . 9661e3 . 8761e3 .72 95e3 . 7672e2 .556 6e2 . 5137e2 .4885 e2 . 4268e2 P=

p= 1 70. h= Ts= 35 2 . 3 S= P = 250.

h = 86.59 437.83 862.78 1331.13 2581.99 316 5. 93 3 298.11 3384 .2 7 3633 . 36 S= .2201 l . 2879 2.2959 3 . 1916 5.1455 5. 9655 6 . 1325 6 . 2 3 70 6 . 5203 p= . 1010e4 .9 697e3 . 881 6e3 .743 3e3 .16 63e3 .8986e2 . 809le2 .7600e2 . 64 87e2

p = 300.

h= S=

91.2 5 .2191

441. 62 1.2843

865 . 20 1328.69 2161 . 77 3084.97 3234 . 40 3329 . 07 3594.98 2.2891 3 . 1757 4.4896 5 . 7972 5 . 9860 6.1008 6 . 40 33

p= . 1 013e4 . 9719e3 . 884 9e3 . 751 0e3 . 3 533e3 . 11 52e3 . 10 17e3 . 9466e2 . 7948e2 P = 350 .

h= 95 .89 445.42 867. 67 13 26.81 1993 . 07 2998 . 26 3 16 7 . 8 7 3272 . 08 3556 .1 3 S= .2181 l . 2807 2.2824 3 . 1608 4 . 2214 5. 6349 5 . 8492 5 . 9756 6.2989 p =. 1015e4 . 9741e3 . 8881e3 . 7581e3 .4738e3 .1444e3 .124 5e3 . 1148e 3 .94 68e2

x::1binati


~: ~.37

Appendice A2

: .:277 ::5 .35 - .5049

::-e-1 : :5 . 31 : . :!149 : 2.;e - 1

::5.24 ~ .5650 t:5e-l : :5.03

:.::.;:9 ::- .;eo

A11

ANALISI ENTROPICA DEI SISTEMI TERMODINAMICI A2. 1 Premessa Nell'analisi delle trasformazioni energetiche, è conveniente introdurre degli "indici di valutazione", solitamente adimensionali, che sappiano indicare (i) le quantità relatlve _cj_~ flussi di energia coinvolti, (ii) il merito della macchina che opera tali trasformazioni. I l primo principio della termodinamica, o della conservazione dell'energia, è, come vedremo, perfettamente adeguato al primo scopo, mentre rivela dei forti limiti nel qualificare la correttezza termodinamica delle trasformazioni in atto. E' però possibile fare luce su quest'ultimo aspetto utilizzando i concetti del secondo principio, o della degradazione dell'energia. Questa appendice intende richiamare gli aspetti, sia concettuali che pratici, della valutazione della qualità delle trasformazioni energetiche mediante l'analisi delle irreversibilità (o entropica o exergetica, a seconda del formalismo adottato). L'importanza degli argomenti trattati è notevole: in questo testo si è spesso fatto uso dell'analisi entropica (ad esempio nei Cap. l. l, 3.2 e 4.1), ma questo strumento è prezioso, in t ermini molto più generali, anche e soprattutto per chi, pur non essendo esperto e progettista di "macchine" intese come singoli componenti, deve occuparsi del corretto utilizzo delle fonti di energia, stabilendo un "processo termodinamico" più raziona le ed efficiente possibile.

A2.2 Limiti delle analisi con il solo primo principio Il "rendimento" di una trasformazione termodinamica è un concetto di uso universale, utilizzato per le più svariate tipologie di macchine. Una definizione generale può essere così formulata:

risultato utile r7J =spesa energetica

(A2.1)

In Tab.A2 .1 sono riportati alcuni esempi di grandezze coinvolte nell'eq.A2 .1 : per formulare tale rend imento, il primo principio è del tutto sufficiente, in quanto le grandezze implicate fanno parte del bilancio termico del sistema: per questo, battezziamo il rendimento formu lat o secondo questo concetto come "rendimento di primo principio" rj1. Tuttavia, qualche esempio pratico ci permetterà di renderei conto che tale formulaz ione non dà luogo necessariamente a un parametro indicativo della validità termodinamica della trasformazione:

A12


Tab.A2.1: Grandezze impiegate nella definizione di rendimento di primo principio, per macchinari di larga diffusione. Macchina

Effetto utile

s12esa per ottenerlo

Ciclo di potenza (rendimento)

Potenza elettromeccanica

Potenza termica introdott a nel ciclo

Caldaia (rendimento)

Potenza termica ceduta al Auido vettore del calore

Pot enza termica svi luppata dalla combustione idea le

Frigorifero (COP)

Potenza frigorifera sottratta alla sorgente fredda

Potenza elettrica assorbita

Pompa di calore (COP)

Potenza termica ceduta alla sorgente calda

Potenza elettrica assorbit a

Scambiatore di calore (efficienza)

Potenza termica ceduta a uno dei fluidi

Potenza termica cedibile a LH=O fra i due fluidi

ciclo di potenza: un ciclo alimentato da vapore saturo di origine geotermica a 100°C con un rendimento del 12% può sembrare assai scadente se confrontato con quello di una centrale a combustibile fossile con rendimento del 40%. Tuttavia, il ciclo geotermico è limitato dalla bassa temperatura della sua sorgente ca lda e anche nel caso ideale non potrebbe superare il rendimento del ciclo di Carnet fra le stesse temperature (20. 7% con ambiente a 25°C) e realizza quindi il 60% circa di quanto possibile; questo limite non esiste per la centrale, che realizza solo il 40% circa (si v eda più av anti) di quanto consentito dalla termodinamica. frigorifero: un COP di 1.5 è ragionevole per un impianto che produce fred do a basse temperature (es: -30°C, a partire da un ambiente a 30°C: COP;deale =Tmin/LlT,.3) ma è molto scadente per il condizionament o degli ambienti (il cui COP1dea1e potrebbe anche superare 10, a seconda delle temperature minima e massime scelte a riferimento). riscaldamento con energia elettrica (resistenza) o meccanica (freno): il loro rendimento è sempre 100% perché tutta l'energia viene dissipata in calore. E' però ben noto che tale metodo è energeticamente inefficiente, perché si potrebbe utilizzare molto meglio il bene impiegato, per esempio azionando una pompa di calore che consente un effetto "moltiplicativo" dell 'energia introdotta (ovvero COP> 1). In realtà il rendimento di pri mo principio è valido, come parametro di merito delle trasformazioni, solo se si confrontano fra loro macchine che utilizzano e producono le stesse forme energetiche (ad esempio, due centrali elettriche alimentate dallo stesso combustibile fossile, o, nel caso di energ ia termica, macchine che lavorano tra sorgenti di calore alla stessa temperatura). In un · caso appena più genera le, si possono ottenere risposte del tutto scorrette e prive di significato: ad esempio, sarebbe assurdo concludere che è meglio usare il gas naturale in caldaie di riscaldamento piuttosto che in centrali elettriche, solo perché le prime hanno un rendimento dell' 80% e le seconde del 40+50%. Per ovviare a queste lacune, che si rivelano spesso delle "trappole concettuali" portando a gestioni energetiche irrazionali, è stato elaborato il concetto di "rendimento di secondo principio", genericamente definito come:

A13


risultato utile "lu =risultato utile conseguibile con processo reversibile

(A2.2)

Il denominatore rappresent a perciò il massimo effetto utile ottenibile con macchine e processi ideali ai sensi del secondo principio, in cui è annullato qualsiasi degrado energetico a seguito della produzione di entropia conseguente alle irreversibilità. Sarà ora necessario definire in termini generali e quantificabili (utili cioè nei calcoli) quest o concetto.

A2.3 Formulazione generale Per formulare in maniera propria e generale gli aspetti riguardanti la quantità e la qualità termodinamica dei flussi energetici, è bene ricorrere a un impiego simultaneo del primo e del secondo principio della termodinam ica. Consideriamo un sistema generico definito in fig.A2.1, contornato da un ambiente a pressione po e temperatura To. Il sistema scambia con l'esterno potenza meccan ica W e diverse potenze termiche Q;, attraverso sorgenti di calore a t emperature T; (includendo fra queste l'ambiente stesso); nel sistema sono introdotte una o più portate massi che Gn e ne escono una o più portate Gout . To Po

w sistema

in

aut Fig.A2.1: Schematizzazione di un generico sistema termodinamico interagente con un ambiente esterno.

Si supponga poi il sistema in condizioni stazionarie. La scrittura del primo principio (conservazione dell'energia) porta a : Il

IQi -w +I G h.- I a h·=o i=O

in

(A2.3)

out

Con h * si intende il gruppo (h+Vl/2 +gz) (entalpia più energia cinetica e potenziale). Scrivendo invece il secondo principio si ottiene :

Q. -I_, -I G s +I Ti Il

i;=O

in

Gs

=

!1S '?_

o

(A2.4)

out

dove s è l'entropia specifica (funzione di stato delle masse fluenti nel sistema), mentre il termine LlS rappresenta la generazione di entropia totale del sistema a


A14

causa delle trasformazioni irreversibili avvenute. Tale termine è positivo o nullo per trasformazioni reversibili, per il secondo principio. Sommando membro a membro la (A2.3) con la (A2.4) moltiplicata per To (temperatura dell'ambiente di riferimento, che rappresenta il cosiddetto "stato morto", caratterizzato, oltre che da To, da una pressione po e da una composizione chimica prefissata: una volta che un generico fluido abbia ragg iunto questa condizione, da esso non è più possibile ricavare alcuna forma di energia utile), si ha:

W=

IO- Ti

To )Q; + LG(h* -Tos) -

i• l

2: G(h. - Tos)-Tothl

(A2.5)

oUl

in

I vari termini della (A2 .5) mettono in relazione la potenza meccanica scambiata dal sistema con: i flussi della grandezza h*-Tos (che chiameremo sinteticamente b), che indica la disponibilità del fluido a compiere lavoro rispetto a uno stato di riferi mento; tale grandezza è univocamente definita noto lo stato termodinamico del fluido e stabilita T o; i cosidetti "equivalenti meccanici" della potenza termica, che chiameremo Wme,l (potenze meccaniche equivalenti) : essi rappresentano la quantità di potenza meccanica producibile da quella termica con un processo reversibile. Si noti infatti che le potenze termiche sono pesate dal fattore (1 -To /T) che non è altro che il rendimento di un ciclo reversibile operante tra sorgenti a temperatura costante T e To (ciclo di Carnot); le irreversibilità causate da processi dissipativi, col termine To L1S, che ha l'effettivo significato di potenza "persa" a loro causa (si noti che S non è l'entropia specifica [J/kgK], ma è una quantità assoluta [W/K]). Si può quindi riscrivere la (A2.5) più sinteticamente: Il

W= l:Wme.i + i= /

2: G ·b- L G ·b- ToflS in

(A2.6)

OUI

In un processo reversibile, L15 sarà nullo e quindi la "potenza reversibile" sarà: IZ

W rev =

2: Wme.i +L G · b- L G · b i=J

in

(A2. 7)

out

In realtà, come vedremo negli esempi, L15 è il risultato totale di un certo numero di processi irreversibili (L15;) che avvengono all'interno di un sistema complesso (es : dissipazioni per attrito, perdite termiche verso l'ambiente, scambi termici a ~T finiti, etc.). Si può quindi esprimere 11n come: n .,II

= ___!!__ = Wrev- T O J1S = l _ T O L;f~. S i = l _ "'. ~n Wrev

Wrev

Wrev

L..,

"IJI,i

(A2.8)

in cui ogni L15; dà luogo a una corrispondente perdita di rendimento ~ll n,; che ch iarisce il precedente concetto di lavoro perso. E' importante sottolineare l'importanza di tali informazioni: è per esempio possibile capire immediatament~ di qua nto potrebbe aumentare il rendimento del sistema se si riuscisse a rimuovere la i-esima causa di irreversibilità.

A15


A2.4 Applicazioni ed esempi generali

A2.4.1 Ciclo di potenza con sorgente di calore a T=costante E' una schematizzazione molto usata nell'analisi dei cicli: si ipotizza una sorgente di calore, spesso fittizia, che costituisce l'elemento base per un ciclo ideale di riferimento (ciclo di Carnot) operante tra tale sorgente e l'ambiente. Nella pratica ingegneristica, esistono situazioni impiantistiche per cui tale schematizzazione è adeguata: ad esempio in una centrale nucleare ad acqua bollente, il vapore prodotto dal reattore si comporta come tale, ment re in altri casi la sorgente subisce piccole variazioni di temperatura ed è lecito considerala a T=cost. (es: l'acqua pressurizzata di una centrale nucleare PWR, il fluido di trasporto di impianto solare) . In molti altri casi può essere tuttavia utile considerare una sorgente a temperatu ra pari a quella massima raggiunta nel ciclo, dando per scontat o che il degrado del calore per giungere a quella temperatura non sia utilizzabile a causa dei limiti sopportabili dai materiali, e non sia quindi di competenza (almeno in un certo senso) del progettista del ciclo termico. Comunque, in questa schematizzazione, detta Th la temperatura della nostra sorgente, i termini a secondo membro della (7) si riducono al solo contributo della potenza meccanica equivalente Wme relativa alla potenza termica Qh entrante nel ciclo, essendo nulle Gin e Gout. Definito, come usuale, il rendimento di primo principio 'l i = W/Qh, si avrà:

17 =~= 11

Wme,Qh

w

=

Q11 · {l - T ol Th)

= .!}_;_

1],

1- T o l T11

"7rev

(A2.9)

Si noti che 'li e 11n sono correlati da 'lrev, che è il rendimento di un ciclo di Carnet operante tra Th e To. Il significato fisico è evidente e la differenza tra 'li e 'ln è tanto maggiore quanto più bassa è Th, ovvero quanto più povera termodinamicamente è la sorgente disponibile. Per l'analisi delle irreversibilità, si potrà scrivere che: 1],

= W =

Q

h

_ Toi':S "7rev

Q

h

W W

"7u = -me,Qh

Toi':S W me.Qh

= ]---

(A2. 10)

Il termine 115 rappresenta la produzione totale di entropia nel ciclo: è valutabile, come si vedrà al par.A2.5, analizzando uno per uno i componenti del ciclo che presentano irreversibilità : ognuno di essi sarà quindi responsabile di una perdita di rendimento 11'1;, ai sensi della (A2.8). Si individua così il contributo del componente i-esimo allo scadimento di prestazioni del ciclo: è evidente che tali informazioni sono preziose alla comprensione dei fenomeni termodinamici e alla determinazione dei possibili margini di miglioramento. Si noti inoltre dalla (A2. 10) che la formulazione basata sul computo dei 115 è applicabile anche per ricostruire il rendimento di primo principio, unendo all'immediatezza di tale concetto la dovizia di informazioni propria dell'analisi entropica.

A2.4.2 Ciclo di potenza a recupero da corrente fluida In questo caso il ciclo di potenza utilizza come sorgente termica il calore recuperato dal raffreddamento di una corrente fluida (es: sezione a vapore di cicli combinati gas-vapore, cicli geotermici). Il recupero completo avviène quando un flusso G, entrante nel sistema in condizioni definite dal pedice "in", viene portato alle condizioni dell'ambiente (po, To):

A16


7lr =

w

· 77 11 -

G·(h;n-ho) '

-

w

w

G· (b;n-bo)

G·ex;n

(A 2 .1l)

Si è introdotta la grandezza exergia (ex) definita come (b-bo ) : quest a quantità, spesso citata nelle analisi termodinamiche dei processi, ha l'important e significato fisico di "lavoro estraibile reversibilmente" quando si porta il fl uido alle condizioni dello stato morto corrispondente, dal punto di vista fis ico, all'ambiente. Per l'analisi delle perdite, come in (A2.10), si potrà scrivere:

_

Tothl

ry,- 7Jrev- G·(h· -h} o

_ Tothl "7u - 1 - G· .

ex,n

111

(A2.12)

Si noti che 'lrev nella prima parte dell'eq. A2.12 è il rendimento del ciclo reversibile che usa come sorgente di calore il fluido nel suo raffreddame nto da Tin a To, ovvero ex;n l (h,n-ho) . Sviluppando questa formula per un gas perfetto (cp= cost.) lungo un'isobara si ritrova facilmente 'lrev = l - To/Tmi, con Tmi media logaritmica tra T;n e To, come nell'eq.4.3.

A2.4.3 Ciclo di potenza alimentato da combustibile I cicli utilizzanti i processi di combustione come sorgente di calore sono i più diffusi e i più importanti nella generazione di potenza. Il rendiment o di primo principio mostra a denominatore il potere calorifico (solitamente inferiore - LHV), che considera i flussi di entalpia delle specie ch imiche partecipanti alla combustione: il comburente (ox), il combustibile (f), i gas combust i (g) . Si ha quindi:

TJ1 =

w

w

Gox hox.o + G1 h1o - Gg hg.o

G1 · LHV

(A2.13)

Per l'analisi di secondo principio di un processo che comprenda la combustione è necessario rifarsi alle eq. (A2. 7) e (A2.8), usando in luogo dell'entalpia la grandezza b=h-To· s. Si scrive quindi:

77/J =

w

w

Gox box,O + Gf bjo- Gg bg,O

Gf. ex!

(A2.14)

ex/ =a box,O + bjo-( a+ f) bg.O introducendo l'exergia del combustibile ext, definita appunto dalla (A2.14), che rappresenta il lavoro estraibile dalla combustione dopo aver riportato i fumi alla condizione ambiente con un processo reversibile (mentre LHV rappresenta il calore estraibile dai fumi). L'utilizzo operativo di exr è più complesso di LHV, perché l'entropia di un gas perfetto, contra riamente all'entalpia, è funzione non solo della temperat ura, ma anche della pressione. In particolare, per una miscela di gas qua.li 2 l'aria e i gas combusti, s dipende dalla pressione parziale dei singoli componenti • Ciò significa che exr include anche il lavoro reversibile teoricamente estraibile sfruttando la differenza tra le pressioni parziali dei componenti i prodotti di combustione 2

La pressione parziale p; è la pressione che avrebbe il gas che occupasse da solo l' intero volume di controllo a una certa temperatura. La legge di Dalton (p=l:;p;) fa lega alla pressione del sistema p: X; = p;/p = N;/N, con N numero di moli e x "frazione molare" . Tutte le proprietà estensive (u, h, s, espresse in term ini molari - J/mol, J/moiK) sono la somma di quelle dei singoli componenti pesate per le frazioni molari.

A17


e le pressioni parziali degli stessi componenti nell'ambiente di riferimento (a maggior chiarimento, si rimanda a A2.5.3). L'estrazione di questo lavoro sarebbe teoricamente possibile mediante membrane semi-permeabili reversibili, che in rea ltà non sono praticamente disponibili e che esulano comunque dal campo ingegneristico degli impianti di potenza. E' allora più pratico, e fisicamente più corretto, non considerare tale lavoro, ed epurare l'entropia impiegata nella (A2.14) dall' "entropia di miscelamento", utilizzando invece di s la quantità s *, definita da: •

S

N l =s -f>.s lm·x = s-R g ·"' ~ x1 ·In i= /

(A2.15)

Xi

dove R9 è la costa nte della miscela trattat a (cfr. anche A2.1.1). La quantità s* viene impiegata per definire il lavoro reversibile del combustibile {wrev,t) come :

Gf . W rev.f = Gox(h - Tos· Jox.O + Gf (h - Tos· )J.O

-

Gg (h - Tos' Jg.O

(A2.16)

e riferendo ad esso il rendimento di secondo principio. Per i combustibili normalm ente utilizzati, la differenza t ra Wrev,t e exr è piuttosto modesta (per esempio, per il m etano 49917 contro 50349 kJ/kg, inferiore quindi all' l %) . Si può anche notare come tali valori differiscano poco da LHV: l'analisi di secondo principio nel caso del la combustione con aria dei più comuni combustibili porta a valori ben poco diversi da quella di primo principio, e quindi f]u risu lta non molto dissimile da f]r (e in ogni caso si tratta di una differenza univocamente determinata per una certa composizione del combustibile). E' comunque significativo not are come, dal punto di vista del secondo principio, il combustibile potrebbe essere trasformato in lavoro nella misura di Wrev,r (o di exr) con un processo reversibile (es: una pila a combustibile) che sfrutti direttamente l'energia della reazione chimica, eliminando il passaggio, tipicamente irreversibile, di generazione del calore sviluppato dalla combustione (che comunque non è a temperatura infinita e non vale quindi come lavoro meccanico) e soprattutto di un sfruttamento di tale calore a livello termico ancora più basso mediante un ciclo t ermodinam ico.

A2.4.4 Pompa di calore Si consideri una pompa di calore atta a trasferire calore dall'ambiente (che si t rova a To) a un pozzo di cal ore a temperatura più elevata Th (ad esempio un ambiente da riscaldare nella stagione fredda) . I l suo "rendimento" è normalmente chiamato COP (coefficient of performance) e coerentemente con la (A2. 1) è il rapporto t ra il ca lore trasferito a Th e l'elettricità utilizzata, cioè Qh /W (si noti peraltro che COP è un numero sempre superiore all'unità, il che non è certo elegante nella formu lazione di un rendimento) . Per il secondo principio, utilizzando la (A2.8) invertita trattandosi di un ciclo in cui W entra nel sistema, e sfruttando la (A2. 7) per il numeratore, si ottiene:

W,.ev QJl-ToiT~r) (T~r -To) I T" 7lu =W= Qhl COP = l l COP

somma di

COP COPrev

(A2.17)

Il risultato è concettualmente analogo alla (A2.9), essendo COPrev il COP di una pompa di calore reve rsibile (ciclo di Carnot inverso) operante t ra To e Th. fln risulta poi minore dell'unità, come è più desiderabile. Incidentalmente si pl.Jò notare che il riscaldamento mediante elettricità (con resistenze elettriche) è assimilabile a una pompa di calore con COP=l : il suo utilizzo, come si vede dalla (A2.17), comporta


A18

un flii molto basso per basse Th (es: riscaldamento ambienti: To= 0°C, Th=25°C, COPrev =11.92, f')II=0.084), ma si rivaluta notevolmente per utilizzi ad alta temperatura (es: forni industriali, acciaierie, etc. con Th di 800-1000°C).

A2.4.5 Impianto di cogenerazione Si consideri da ultimo un impianto che produca come effetto utile sia lavoro (W) che energia termica (Q - positivo se uscente dal sistema), per semplicità a una temperatura costante Th, utilizzando combustibile. Alla luce di quanto affermato dalle eq.A2.7, A2 .8, A2.14, si avrà :

_ ryl-

W+ Q G f ·LHV

. '

71

' III

= W+ Q· (1 - T 0 1T 11 ) Gf '

W rev. f

(A2.18)

A parte le differenze (piccole) t ra LHV e Wrev, si noti come 1')1 dia a Q lo stesso valore di W, senza discernere tra il ben diverso valore termodinamico del lavoro e del calore. I nvece f')n assegna al calore un peso (il ren dimento del corrispondente ciclo reversibile) assai inferiore all'unità, privilegian do così la produzione elettromeccanica: per esempio, tra due impianti con pari f')I, f')II "premia" giustamente quello che produce più elettricità e meno calore. E' interessante notare come l'analisi termodinamica porta a indicazioni che almeno qualitativamente vanno nello stesso senso delle considerazioni economiche, nelle quali è fondamentale tener conto del diverso valore "monetario" (€/MJ) dell'energia elettrica e del calore. In questo caso f')II non è però esaustivo per la valutazione del risparmio energetico della cogenerazione perché pesa diversamente il calore a diverse temperature (come doveroso dal punto di vista termodinamico) che però nella pratica viene comunque prodotto a partire dal combustibile (e quindi il risparmio di combustibile è identico indipendentemente dalla temperatura!) . Per una discussione più esaustiva degli indici di valuta zione degli impianti di cogenera zione si rimanda al Cap.6.

A2.5. Le irreversibilita nei cicli termodinamici Come affermato dalle eq.A2.8 e A2.10, è possibile ricostruire il rendimento dei processi energetici mediante la va lutazione delle irreversibilità (LlS) verificatesi nelle varie trasformazioni di cui è composto il processo stesso, in particolare un ciclo termodinamìco. In questo capitolo vedremo come procedere al calcolo pratico dei LlS: si tratterà di applicare l'eq.A2.5 alle casistiche più diffuse. Si ricorda che noto .LlS è possibile, ai sensi della A2.8, ricavare le perdite di lavoro utile (LlW=To·LlS) e di rendimento relative al processo considerato e individuare così le responsabilità delle singole macchine al conseguimento di rendimenti minori di quelli ideali.

A2.5.1 Perdite per scambi di calore a L1T finiti Lo scambio termico è reversibile solo se avviene, in ogni punto dello scambiatore, sotto differenze di temperatura infinitesime. Analizziamo ad esempio il ca so dello scambio di una potenza Q tra una sorgente termica a temperatura costan te Th e una portata G di fluido più freddo. Supponendo uno scambic;> senza perdite verso l'esterno e non essendoci lavoro, l'eq.A2.5 diventa:

.T o D..S ={l- T o l T;) Q+ G (h;,.- how )- G (To Sin - T oSout)

(A2.19)

A19


ma essendo Q = G-(hout-hin) , si ricava facilmente: /).S

= G ( S our - S;,.} - Q / T h=~ S fluido+ D-Ssorgente

(A2.20)

dove LlSsorgente è negativo, poichè il calore ne esce e la sua entropia assoluta diminuisce. Di fatto il LlS del sistema non è altro che la somma delle variazioni di entropia dei fluidi o delle sorgenti che lo compongono, da cui deriva il nome di "analisi entropica" al presente approccio. Si può anche dimostrare, a livello di esercizio, che il termine To-l':>S corrisponde effettivamente a una perdita fisica di lavoro meccanico. Si consideri una sorgente di calore a t emperatura T1 : con una macchina reversibile si potrà estrarre un lavoro W1 = q · (1-To/Tl); supponiamo ora di introdurre tra la sorgente e ìl ciclo una resistenza termica, tale che la cessione del calore q avvenga a una temperatura Tz
D.w -_ w, -

W ] -_

(To To)-

q. - - - -To D. Sres.termica Tr Tz

(A2.21)

essendo q/T1 l'aumento di entropia della resistenza quando riceve calore dalla sorgente e q/Tz la sua diminuzione di entropia quando cede calore al ciclo.

A2.5.2 Irreversibilità interne al fluido

e nt o

Un'altra causa estremamente diffusa di produzione entropica riguarda una trasformazione irreversibile (LIS>O) compiuta dal fluido senza interagire con l'esterno. E' quanto avviene in una laminazione isoentalpica, ovvero di una perdita di pressione senza scambio di calore nè di lavoro con l'esterno. In questo caso, dalla (A2.3) si ha h ;n=hout e dalla (A2 .5), semplicemente, LIS=G· (SourS;n). Alla stessa conclusione si perviene considerando una macchina adiabatica (turbina o compressore) con rendimento fluidodinamica non unitario: dalla (A2.3) si ha W = G· (hnhout) e dalla (A2.5) ancora LIS=G· {Sex-Sin) . Anche in questo caso (come nel par.A2.5.1), si può dimostrare che il termine To· LIS corrisponde a una perdita fisica di lavoro meccanico. Riferiamoci ancora al caso della laminazione isoentalpica di un gas che passa da una pressione p1 ad una inferiore pz per effetto di una strozzatura: se il gas è perfetto la trasformazione è isoterma (T=cost.). Il lavoro w ottenibile lungo un'espansione isoterma (a cui abbiamo dovuto rinunciare, perché nella trasformazione reale non si produce alcun lavoro) è dato da:

w= RgT In p ' =T ili Pz

(A2.22)

Tuttavia, per ottenere w, è necessario fornire all'espansione isoterma 1-2 una quantità di calore q pari a w (si ricordi che essendo h1=hz, il primo principio assicura che q=w) . Al calore q introdotto (che, si badi bene, non è necessario per la tra sformazione isoentalpica!) è però associato un lavoro meccanico W me pari a: Wme

9)

= (1-

r;)

·q= (l-

r;) · r;) W= (l

-

·T· ili =(T - T0 ) · ili

(A2.23)

Quindi, il lavoro che avremo dissipato per arrivare da 1 a 2 lungo l'isoentalpica invece che eseguendo una espansione isoterma reversibile (Wdiss) sarà:

A20


w~ . =w - w- = T·!J.s-(T -T.) o ·!J.s=T.o ·!1s

(A2.24)

a conferma della classica relazione più volte discussa. Si noti però che la perdita di lavoro data dalla A2.24 corrisponde a quanto si sarebbe potuto ottenere compiendo la trasformazione 1 -2 con un processo reversibile e non, come si potrebbe credere, a quanto si otterrebbe sostituendo l'espansione isoentalpica (adiabatica irreversibile) con una isoentropica (adiabatica rev ersibile) : infatti l'isoentropica non terminerebbe nel punto 2, ma in uno diverso, a temperatura inferiore, alterando il bilancio di altre t rasformazioni in un sistema complesso come un ciclo t ermodinamico (ad esempio l'utilizzo o la dissipazione termica del gas dal punto 2 - o 2;s - in poi).

A2.5.3 Miscelamenti La relazione liS= ~~ G·s;, intesa in senso algebrico, si applica anche al frequent e caso pratico di miscelamento adiabatico tra due o più flui di, sia nel caso che si tratti dello stesso fluido con different e stato fisico (p,T) o di fl uidi aventi diversa composizione chimica. Quando si miscelino dei gas ideali di diversa composizione si ricordi però la dipendenza dell'entropia dalla pressione parziale della miscela : infatti miscelando due gas alla stessa temperatura e pressione si genera comunque un ~S che corrisponde al lavoro dell'espansione isoterma di tali gas dalla pressione iniziale alla loro pressione parziale nella miscela finale (come accennato in A2.4.3) . Tale lavoro Wmix è dato da : . W nux

N N xMM· = L_,; "'\' Y· . ,..,. "'\' ' ' .- RT rvz = L-J 1

p ·ln MM; P;

MMg RT N l N Wmix=-- I x; ·ln-=T · L/}.S; MM g i~ I Xi i~ I i~I

i~I

(A2.25)

dove N è il numero di specie chimiche, MM; le loro masse molecolari, MMg la massa molecolare della miscela finale, p; le pressioni parziali e p la pressione totale della miscela. Il lavoro Wm;x è quello dissipato nel miscelamento a temperatura T, che, d'altro canto, corrisponde anche al lavoro ideale necessario per separa re i vari componenti di una miscela di gas (es: frazionament o dell'aria in N2 e 02). Si ricordi però che, come in A2.5.2, per ottenere t ale lavoro a T;o:To è necessario introdurre calore nella st essa misura, il che riporta a Wdiss = To · ~s , co me in eq .A2 .23 e A2.24. Questa trattazione è valida per miscele di gas ideali : nel caso di gas reali o condensabili il problema è più complesso e si rimanda a t esti specialistici. Tra questi è senz'altro da suggerirsi "Advanced Engineering Thermodynamics" di Adrian Bejan, edito da John Wiley & Sons, 1988.


A21

Appendice A3

cal pun-

RICHIAMI SULLE TRASFORMAZIONI POLITROPICHE La presente appendice vuole richiamare i concetti fondamentali delle trasformazioni politropiche, in termini essenziali (visto che l'argomento dovrebbe essere già noto), con lo scopo di enfatizzare l'utilità di tale concetto quando applicato al calcolo dei cicli di turbina a gas. Consideriamo il caso di una compressione adiabatica reale di un gas perfetto da un punto l noto a una pressione p2 (fig .A3.1). La trasformazione avviene ad entropia crescente per effetto delle dissipazioni interne alle macchine: il punto finale sarà quindi 2, ad entropia maggiore di 2Js, dove termina la compressione isoentropica. La trasformazione politropica è un generico processo rappresentato dall'equazione p· v" = cast., con l'esponente n (indice della politropica) tale da far passare il gas da l a 2. Si noti che per n=y la politropica coincide con l'isoentropica. I lavori compiuti lungo tali trasformazioni sono:

w;,.= J;1' V·dp; w= J~v·dp + J:T·ds=w;,.+wc,.+Wdiss

(A3.1)

dove W1s è il lavoro lungo l'isoentropica e w il lavoro reale per la compressione adiabatica da l a 2; Wcr e Wdiss sono: (A3 .2) Se il volume specifico del fluido lungo l-2Js è diverso da quello lungo 1-2 (come accade per i gas1 ma non per i fluidi incomprimibili), il lavoro reale w risulta superiore alla somma del lavoro ideale più quello necessario per vincere le dissipazioni interne (Wis+Wdiss) per il termine di controrecupero (wcr). Tale lavoro di controrecupero nasce, fisicamente/ dal fatto che il lavoro dissipato è man mano degradato a energia termica nel gas da comprimere aumentandone il volume specifico e quindi il lavoro necessario per un'ulteriore compressione. La rappresentazione grafica dei vari termini di lavoro è mostrata in fig.A3.1: • Wis è l'area sottesa nel piano T-s (che coincide per un gas perfetto col piano hs, a meno del valore numerico dell'ardinata) all'isobara p2 tra punti 2* e 2Js (do-

s f'19.A3 . 1 : •, ras,ormgz/One ~ · d't compressione lungo una politropica (1-2) e indicazione grafica dei lavori scambiati.

A22


ve 2* è caratterizzato da p =p2 e h =h1): . W IS

2

2

2

= hl u - h l = h 2;, - h2· = f2~ T · ds + f2~' v · dp = f2~ T · ds

(A3.3)

essendo ovviamente dp=O tra 2* e 2rs. • per la stessa ragione w è l'area sottesa all'isobara p2 t ra i punti 2 e 2· . • Wdiss è per definizione 1fT ds, ed è quindi l'area sot tesa alla linea che rappresenta la trasformazione 1-2. • Wcr è il triangolo curvilineo l -2rs-2, in virtù della (A3. 1). Per comprend ere in concreto il senso di T Wcr, supponiamo la compressione divisa in due fasi successive (fig.A3.2): il lavoro dissipato nella prima fase va ad aumentare la temperatura e quindi il volume specifico del gas (T2> T2rs e V2>V2rs in virtù di Wdrss tra l e 2) ; il lavoro necessario per la fase successiva della compress ione (da p2 a p3) sarà quindi più elevato partendo da 2 di qu anto non sarebbe partendo da 2rs (ovvero il salto entalpico tra 3* e 2 è maggiore di quello tra 3rs e 2rs, proprio a causa delle dissipazioni introdotte tra l e 2). Ta le effetto, come già detto, dipende dalla comprimibilità del fluido: per un fluido incomprimibile il controrecupero risulta nullo. E' int eressante notare che 1fv dp ha l'importante significato fisico di lavoro ideale necessario per percorrere la trasformazione 1-2 (qualora per esempio Wdrss Fig.A3.2: Compressione reale venga fornito reversibilmente dall'esterno). La di un gas frazionata in due fasi valutazione di tale integrale dipende dal percorso successive. effett iv amente seguito dal fluido per passare dallo stato l a quello 2, che si svolge lungo una generica li nea nel piano T-s congiungente i due punti. Tuttavia, poichè lo scambio di lavoro con l'esterno è del t ut to indipendente dal percorso seguit o (si ricord i che h, s e v sono funzioni di stato), tanto vale supporre che questi sia quello della politropica, definito cioè dalla legge p·v" = costante. Potre mo allora valutare l' 1fv dp e lo chiameremo sinteticamente "lavoro politropico" (wp) . Introducendo ~=(n- 1)/n , si avrà, per gas perfetti :

s

W ;s

= f7is v · dp = ~ T 1 ( /3° - l)

(da : pvr = cost.)

Rg (j3 ç -1) wp=!,r2v · dp=TT 1

(da : pv"=cost.)

(A3.4)

Rg T, ( j3 ç - 1) w = cp ( Tr T , ) =-Rg T , (T2 - - l) =e T, e Sorge allora la possibilità concettuale di definire un rendimento che usi come riferimento il lavoro politropico, in luogo del lavoro isoentropico. Tale rendimento è detto politropico ('lp), in luogo di quello isoentropico (o ad iabatico) l']rs:

1J

= p

1"1 V . dnr == W- W diss = W ;s + W cr w

w

w

l] . = IS

J12

is

V ·

w

dp

W ;s

w

(A3.5)

A23


E' interessante discutere il significato fisico dei due rendimenti: il rendimento isoentropico rappresenta lo scostamento tra la trasformazione ideale e quella rea le: è quindi di facile comprensione e di grande utilità per calcolare ad esempio la potenza reale necessaria per effettuare una compressione, essendo immediato il calcolo del lavoro isoentropico; il concetto di rendimento politropico è più sottile. Per comprenderlo, guardiamo ancora la fig .A3.2: nella compressione tra 2 e 3, Tf ;s rende conto della differenza di lavoro tra 2-3 e 2;s- 3;s (essendo riferito all'isoentropica 1-3;s), mentre T/p rende conto della differenza tra 2-3 e 2-3*, perchè è riferito al lavoro ideale lungo la trasformazione reale 1-3. In altre parole, T/p nOA attribuisce alla 2-3 la "colpa" di essere discostata da 2;s- 3;s, ma solo di essere discostata da 2-3*: ciò è assai sensato, perchè la differenza tra 2 e 2;s è attribuibile alla 1-2 e non alla 2-3. Quindi flp è più aderente al concetto di rendimento come indice di "qualità della trasformazione" , cioè, per esempio, di cosa sarebbe capace di realizzare un certo compressore (o stadio di com pressore) indipendentemente da ciò che lo ha preceduto o da ciò che lo seguirà e dalla comprimibilità del fluido elaborato, ovvero indipendentemente dalla t rasformazione nel suo complesso.

s

Una conseguenza di questo concetto, ben visibile dalla fig .A3.2, è che se consideriamo due compressori di uguale rendimento posti in serie, la compressione totale non manterrà lo stesso flis dei due compressori, bensì ne manterrà lo stesso !lP· Si comprende quindi come nell'analisi di cicli termodinamici avent i div ersi rapporti di compressione e in generale diverse caratteristiche operative l'impiego di flp in luogo di fl;s sia molto più corretto, al fine di mantenere la stessa qualità delle macchine impiegate. E' peraltro ovvio che flis mantiene tuttavia una indubbia utilità, grazie al suo impiego immediato, quando ci si riferisca a una ben precisa trasformazione. E' anche importante ricordare che flp e flis coincidono per una compressione infinitesima, essendo in tal caso infinitesima la variazione di volume specifico tra 2 e 2;s e risultando quindi W cr un infinitesimo di ordine superiore (da eq .A3.2). In altre parole è possibile scrivere dw = dw;s + dWdiss e definire un unico rendimento:

dw;s dw;s 17 =-- = dw dW;s + dWdiss

l.d . acuz:

l'

l - 1J 1J

dwc~;,,= --dw;s

)

(A3.6)

E' ben ragionevole ritenere che questo rendimento sia considerato l'indice più logico della qualità della t rasformazione : la sua applicazione a una compressione finita tra l e 2 dà origine al rendimento politropico (essendo dw;s=V·dp), proprio perchè non appare il termine di controrecupero, essendo riferita la compressione rea le a quella isoentropica infinitamente vicina. A livello di applicazioni numeriche, si ricordi che, per un compressore, flp è sempre maggiore di flis (si veda la A3.5), e sono uguali solo per una compressione infinitesima e per una compressione isoentropica in cui entrambi sono pari a l. Dalla (A3.4) e (A3.5) si rica va subito (sempre per gas ideale):

0 j3° - l 1Jp=---;g ; 1J;,= j3ç - J

(A3 .7)

in cui è chiaro come flis dipenda da f3, al contrario di flp, a conferma di quanto detto sopra : la qualità della trasformazione è infatti misurata solo da quanto n si discosta day, ed è indipendente dalla variabile intensiva f3. E' altresì interessante valutare la


A24

produzione di entropia nella compressione:

ds = dwc~;ss = l - 7] dw;, = l - 7] T 77 T 77 1-ry fu = - - P R 8 ·ln j3

dp = l - 7] R dp 8 T 77 p

V ·

(A3 .8)

7lp

Tale b.s, valido per i gas ideali, è facile da valutare numericamente anche per i gas il cui Cp è variabile lungo la compressione (che è , come noto, il caso dei gas prevalentem ente biatomici utilizzati nelle turbine a gas): diviene quindi facile determinare le proprietà termodinamiche del punto finale di una compressione a l)p assegnat o (note p es si valutano poi h e T dalle tabelle termodinamiche A1.1-A1.15), senza necessità di valutare Cp e y medi lungo la trasformazione. L'utilizzo numerico del rendi mento politropico è invece assai problematico per i gas reali (per esempio il vapor d'acqua), per i quali la scrittura delle (A3.4, A3.7, A3.8) non è corretta: occorre quindi calcolare una serie di compressioni più piccole possibile, che approssimandosi alla compressione infinitesima sfruttano l'uguaglianza di l)p e l);s. Infine, per una turbina valgono esattamente gli stessi concetti, fatte salve le opportune differenze di segno : infatti l'aumento di volume specifico a seguito di Wdiss va stavolta ad aumentare il lavoro dispo nibile per l'espansione, per cui non si parla di controrecupero ma di recupero (nel senso che parte delle perdite possono essere recuperate in termini di m aggior lavoro a disposizione per il resto dell 'espansione). In un'espansione da p1 a p2, definendo ~=p1/ p2, si avranno le seguenti relazion i :

w = W ;s -

Wdiss

+Wr

wp = J:v·dp = ~8 Tdl - j3.ç)

(A3 .9)

w = c (T,-Tl} = Rg Tdl - T 2 ) = Rg Tdl- j3.ç) p e T, e 7]

= p .

w

J~ v . dp

={

.

e '

7] -

fu = (1-ry P) · R 8 · In j3

is -

w J;" v . dp

1- /3-q

1 - /3-e

(A3 .10) (A3. 11)

a


A25

Appendice A4

(A3.8)

TECNOLOGIA DELLE CENTRALI A VAPORE

(A3.9)

Le centrali termoelettriche con ciclo termodinamico a vapore d'acqua sono a tutt'oggi protagoniste indiscusse nella produzione di elettricità, utilizzando come fonte energetica un'ampia gamma di sorgenti primarie: combustibili fossili di varia natura e pregio, combustibili nucleari, sorgenti ri nnovabili quali le biomasse, l'energia solare ter mica, i rifiuti solidi urbani e altro ancora . La flessibilità del ciclo a vapore nell'uti lizzo delle diverse sorgenti deriva dal concetto di ciclo "chiuso" che preserva le parti più delicate dell'impianto (turbomacchine, scambiatori di calore) dal contatto con prodotti di combustione "spo rchi". D'altra parte, due importanti caratteristiche dei cicli a vapore ne hanno consentito lo sviluppo anche utilizzando tecnologie di modesto livello: (i) la capacità del vapore d'acqua di acquisire e cedere calore a temperatura costante nelle transizioni di fase consente di ottenere rendimenti accettabili anche senza necessità di ricorrere ad alte temperature, (ii) il lavor o della parte "attiva" del ciclo (l'espa nsione) è talmente più grande di quello della parte " passiva" (la compressione dell'acqua, che ha un volume specifico di ordini di grandezza inferiore a quello del vapore) da rendere possibile un saldo netto di potenza anche con macchine poco efficienti. Questi due motivi hanno decretat o la fattibilità della conversione di energia termica in energia m eccanica , sin dagli albor i del la rivoluzione industriale. Certamente oggi, a più di due secoli di distanza, la tecnologia del va pore è ben nota e diffusa, ma è tutt ora oggetto di importanti evoluzioni in termini di miglioramento del rendimento di conversione e de ll'abbatti mento delle emissioni inquinanti, che verranno discusse nel seguito.

A4.1 Il ciclo a vapore d'acqua (A3.10)

A4.1.1 Fondamenti

(A3.11)

è costituito da: (i) una trasformazione iso bara ad alta pressione in cui l'acqua

Il ciclo a vapore, nella sua forma più semplice (ciclo Rankine - fig.A4.1A) , viene riscaldata ed evaporata fino alle sue condizioni di sat ur azione, rea lizzata in uno scambiatore detto generatore di vapore (GV); (ii) un'espansione fino ad una pressione inferiore, che produce lavoro meccanico, ( iii) una trasforma zione contemporaneament e isobara e isoterma in cui l'acqua torna allo stato liquido, realizzata in un condensatore, (iv) una compressione, in cui l'acqua v iene riportata con una pompa alla pressione originaria. Nella prima trasf ormazione, il calore viene acquisito dal ciclo termodinamico, in parte a t emperatura variabile dura nte il riscaldamento del liquido fino alla saturazione, in parte a temperatura cost ante durante l'evaporazione. Questo ciclo presenta numerosi difetti:

A26

•


Il calore necessario per riscaldare il liquido vien e introdotto nel ciclo a bassa temperatura media, influenzando negativamente il rendimento. Durante l'espansione il fluido resta all'interno della curva di tra nsizione di fase e si formano gocce di liquido, che determinano importanti problemi nel funziona mento . dell'espansore stesso: in una turbina , il liquido, con densità ben superiore a quella del vapore, impattando sulle palettature crea degli effetti di erosione che rid ucono drasticamente la v ita della turbi na , oltre a diminuirne il rendimento (il liquido colpisce le pale retorich e con un angolo di incidenza completament e diverso da quello corretto, contrario alla direzione del moto delle pale). Non risulta possibile ottenere temperature ragionevolmente elevate: aumentando la pressione di ev aporazione, certamente aumenta la temperatura corrispondente, ma diventano sempre più importanti gli aspetti negativi sopra evi denziati.

Per risolv ere il primo difetto elenciclo saturo cato, si è introdotta la pratica degli "spilla menti rigenerativi", T noti anche con l'acronimo anglosassone FWH ( Feed Water Heating) . L'idea (valida per ogni processo termodinamico!) è che per risca ldare in modo t ermodinamicamente corretto un fluido a basciclo rigenerati vo B sa temperatura (l'acqua di alimento) occorre usare una sorT gente di calore a bassa t emperatura, invece che il ca lore pregiato ad alta temperatura prodotto dalla combustione della sorgente primaria. Questa sorgente di ca lore è individuata da una quantità ciclo surriscaldato opportuna di vapore, estratto dalla turbina ad una pressione teoricamente corrisponde nte alla T temperatura a cui si v uole riscaldare il liquido (in realtà leggermente superiore per assicurare un .1.T ragionevole allo scambiatore) . Nello scambiatore, visualizzat o in figura , il va pore condensa Fig.A4.1 : Cicli a vapore, schemi concettuali. risca ldando il liquido ad alta pression e; le condense vengono inviate al pozzo caldo del condensatore. L' operazione di rigenerazione, visu alizzata in fig.A4.1B per un solo spillamento, vi ene compiuta attraverso un numero elevato di spillamenti (6-10), come vedremo in seguito. Per aumentare le temperatu re di introduzione del calore nel ciclo e risolvere nel contempo la problematica della presenza del liquido in turbina, è stata decisiva l'intro duzione del "surriscaldamento" del vapore (fig.A4 .1C) . L'effetto positivo del surriscaldamento (SH) sul rendimento si commenta da solo, alla luce di quanto detto: la sua realizzazione comporta tuttavia l'introduzione di sezioni di

[l

li

c

[l


2

bas-

A27

impianto operanti a temperatu re elevate, e introducendo quindi la tematica dei materiali resistenti ad alta temperatura. Il surriscaldamento (eventualmente ripetuto, con il nome di RH - reheat ing) è comunque la chiave per l'ottenimento di buoni rendimenti di conversione, anche perché consente di adottare pressioni di evaporazione molto elevate (e quindi ancora alte temperature di introduzione del calore nel ciclo), senza incorrere in gravi problemi causati dal liquido in turbina.

A4.1.2 I fattori che caratterizzano le prestazioni Le prestazioni di un ciclo term odinamico, in particolare il suo rendimento, sono infl uenzate da (i) prestazioni dei componenti del ciclo (es: rendimenti delle turbomacchine, della caldaia, etc.), (ii) parametri operativi e assetto del ciclo. Rimandando al prossi mo para gra fo l'analisi dei componenti, si possono individuare cinque parametri principali che descrivono la forma del ciclo termodinamico e stabiliscono la configurazione impiantistica . Essi sono: l. la temperatura massima del ciclo. Un aumento della temperatura del vapore all'uscita del surriscaldatore e dei ri-surriscal datori comporta certamente un aumento considerevole del rendimento del ciclo, in quanto aumenta con essa la temperatura media di introduzione del calore nel ciclo. Migliorano inoltre gli aspetti legati alla presenza del liquido in turbina, spostando verso la destra nel piano termodinamico la linea di espansione del vapore. L'ottenimento di elevate temperature del vapore è ljmltat.cLdalla pcoblematica dei materiali metallici con cui sono costruite tutte le parti dell'impianto sottoposte a tali temperature: i fasci t ubieri di surriscaldatori e ri-surriscaldatori, i collettori del vapore surriscaldato, le tubazioni che collegano la caldaia alla turbina, le valvole di controllo della turbina, la cassa e le palettat ure della turbina (per lo meno nella zona interessata da l vapore a temperatura più elevata). Questi componenti sono sottoposti a significativi sforzi meccanici (alte pressioni) e sono per lo più organi di grandi dimensioni, che richiedono fusioni e lavorazioni meccaniche complesse e devono essere saldabili. Il ricorso a materiali particolarmente sofisticati, quali ad esempio le super-leghe a base nickel utilizzate per le palettature delle turbine a gas, diviene quindi proibitivo, sia per motivi di tecnologia costruttiva che per il costo intrinseco dei materiali, che applicato appunto a pezzi di ingent e peso e dimensioni sposta il compromesso ideale t ra costi e prestazioni sugli acci ai alto-legati. I materiali più utilizzati nelle moderne centrali sono acciai di tipo ferritico (famiglia dei 12 Cr) con moderato uso di austenit ici, mentre per Juturi sviluppi della tecnologia si punta decisamente ad un impiego generalizzato di acciai austenitici. La classe di materiali utilizza ti fissa piuttosto rigidamente le temperature del vapore possibili (tab.A4.1) : si va dai 538°C (1000°F) dei classici gruppi a vapore (con qualche applicazione a 565°C) ai 590-610~C...deLLe...ceQt@!Laçj_Q.ggi CP!l$iderate_ com_!Uiferimento per la m iglior tecnologia . Importanti programmi di ricerca tendono all'ottentmen o ffi t emperat ure fino a 700°C, ma le applicazioni industriali non sono prevedibili fino almeno al 2020. La fig.A4 .2 mostra una valutazione di massima dei rend imenti ottenibili con diverse classi di materiali, in relazione ai valori di temperatura e pressione massima del ciclo. La pressione massima del ciclo. L'a_\.lmento d~l.@ pressione massima 2. del ciclo, a pari temperatura massima, comporta anch'esso un aumento della temperatura media di introduzione_Qel caloc.e nel ciclo e g uina_Lun :_mlgli orre~cti- ~ (si v eda sempre fig .A4.2). Occorre tuttavia vmutare l'effetto sulla presenza del l iquido in turbina, perché l'aumento della pressione sposta a sinistra la lirlèaar espans1one: gli effetti benefici sono quindi piena mente realizzati solo in

A28


presenza di adeguati surriscaldamenti (in numero e in termini di temperatura conseguita) . Le centrali con pressione superiore a quella critica (221.2 bar) sono tecnologia consolidata ormai da decenni, per cui nelle applicazioni si riscontrano sia cicli subcritici (generalmente a 170 bar, pressione di ingresso in turbina) che supercritici (solitamente a 240-250 bar). Valori più elevati di pressione, dell'ordine dei 300 bar sono stati recentemente utilizzati, giustificando l'acronimo USC (Uitra -Super-Critical), con cui sono oggi individuate le centrali di caratteristiche avanzate. Il conseguimento di elevate pressioni è ovviamente limitato dal dimensionamento meccan ico delle parti interessate: (i) fasci tubi eri e collettori del generatore di vapore, (ii) fasci tubieri dei rigenerat ori più caldi, (iii) tubazioni di connessione .del generatore di vapore, (iv) valvole del vapore vivo, (v) corpo della turbina ad altissima pressione. Lo spessore, e quindi il peso e il costo, degli organi in pressione diviene quindi un fattore determinante: si noti che lo spessore delle tuba zioni è proporziona!Lé!l@ _pressione (a pa ri diametro), mentre i vantaggi in terminL te.r.11J..odin9mici sono determinati dalla temperatura (quella med ia di introduzione del calore nel ciclo),- c6e ha leQame aQ'iims._SJ(ilgtjy amente logarjtmico con la pressione (servono cioè grandi aumenti di pressione per conseguire increment i di temperatura relativamente piccoli) . Non sono pertanto da attendersi anche nel futuro valori di pressione significativamente superiori a 350 bar.

un

48 47 ....................... ...

~

2 ·1 300 bar [il . 600/ 46 · ······· · ······················ 270 bar 62Q°C ··················· . · :•

~ 45 .. ............. 250 bar

E

585/ 600oc

o.4

o.~

······· ....... 350 bar

.----+----' 315 bar 700/

540/ ................. 620/ 720°C '5 44 ............ 560°C 1.1 ' 62ooc c Q) . - - - +A'::.:___ __. 0::: 167 bar 43 538/ 1.5' ~ ,l! 538°C 1----+-~ j' = ' '"'' ' ---'--" ' ....................... ............. .... .................. .......... 42 base •. 1>1

; 11

41

.

"'

Cr12

Cr12

NF616 P91 Materiali

AA

lnconel

Fig.A4.2: Stima dei miglioramenti di rendimento conseguibili con diverse combinazioni di temperatura e pressione massima per cicli a singolo RH, in relazione ai materiali utilizzati.

3. Pressione mm1ma del ciclo. Una minor pressione (temperatura) di condensazione comporta un chiaro e significativo beneficio al rendimento del ciclo. Il valore della pressione di condensazione è anzitutto determinato dalla disponibilità del mezzo refrigerante nel sito in cui è realizzata la centrale. Ove possibile (d isponibilità di acqua di mare a bassa temperatura) si adottano pressioni di condensazione molto basse: alcune centrali realizzate in Scandinavia hanno pressione di condensazione norn.Lnale_pa..d_a_0.028 b:ac(23° C) e coAseguono ~la ri di rendimento molto elevati. Anche in centrali italiane avanzate, a fronte di una temperatura dell'acqua di mare nominale di l8° C, la pressione è relativamente


A29

bassa (0.042 bar, 29.8°C). In generale, data la temperatura dell'acqua di raffreddamento disponibile, la differenza di temperatura tra questa e la condensazione {ATe) è stabilita con criteri economici, tenendo conto dei costi, crescenti col diminuire di ATe, di: (i) superficie di scambio del condensatore, (ii) pompe di circolazione, (iii) opere di presa e scarico, (iv) maggior sezione di scarico della turbina. Per centrali raffreddate con torri evaporative o con condensatori a secco (si veda A4.2.3) i costi di investimento dei dispositivi di smaltimento del calore crescono e spostano l'ottimo economico verso valori più elevati di ATe : pressioni di condensazione di 0.06-0.08 oppure di 0.10-0.12 bar sono frequenti ri spettivamente per torri evaporative e per soluzioni a secco, con evidenti ricadute negative sul rendimento. 4. Numero di rigeneratori. Abbiamo discusso in precedenza l' utilità del sistema rigenerativo di riscaldamento dell'acqua di alimento. Con un crescente numero di rigeneratQ r.:.i_è p.ossi.bUe-ottenere uno scambio termico meo_o irrey e[sibile o, vedendo la cosa sotto un altro aspetto, utilizzare vapore a minor pressione per ottenere lo stesso riscaldamento. E' inoltre possibile ottenere acqua di alimento a temperatura più elevata, un altro parametro indicativo della sofisticazione del ciclo termodinamico, in aumento con l'evoluzione tecnologica (tab.A4.1). 5. Numero di SH+RH. L'aumento del numero di operazioni di surriscaldamento ha lo stesso effetto positivo dell'aumento della temperatura massima, senza ri,cbiedere però~ev.oluzi.o.oLin termini di materiali. Tuttavia, l'incremento dei costi di investimento causato dall'adozione di un ulteriore RH è molto sensibile, in quanto comporta l'introduzione di componenti rilevanti ad alta temperatura (fasci tubieri, corpi di turbina, piping, etc.). Il passaggio dalla convenzionale soluzione "single reheat" (SH+RH) a quella "double reheat" {SH+RH+RH) non è pertanto da darsi per scontato, considerando anche che l'aumento delle temperature del vapore rende meno interessante l'utilizzo di più risurriscaldamenti. Infatti la pratica del doppio RH è nota e utilizzata da molti decenni: t uttavia anche in recenti realizzazioni ad alta tecnologia e ad alto rend imento si è ritenuto, per motivi di ottimizzazione economica, di utilizzare un solo risurriscaldamento (es: la centrale in via di realizzazione a Torrevaldaliga Nord nel Lazio, un esempio della miglior tecnologia oggi esistente, ha un solo RH con condizioni del vapore di 250 bar e 600/610°C e consegue il notevole rendimento netto del 45%).

Tab.A4.1: Valori indicativi dei parametri adottati nelle centrali a vapore. Tecnologia Miglior tecnoconvenziona le logia attuale Temperatura massima, °C Pressione massima, bar Numero di SH+RH Numero rigeneratori Temperatura acqua alimento, Rendimento netto {LHV), %

oc

535-565 170-250 1+1 6-8 270-280 40-42

590-620 250-320 .1+1 o 1+2 8-10 300-310 44-46

Obiettivi di R&S 700-720 350-375 1+1 o 1+2 10 320-340 48-50

A4.1.3 L'assetto delle moderne centrali La fig.A4.3 illustra la configurazione impiantistica di una centrale a vapore, come conseguenza degli elementi precedentemente discussi. La configurazione è relativa a un ciclo supercritico con doppio risurriscaldamento.


A30

CAMINO ARIA

TRATTAMENTO FUMI . . . CICLO DI POTENZA Turbina T/pompa

315

oc

POMPA

Fig.A4.3: Configurazione impiantistica di una centrale a vapore. Sono presenti tre rigeneratori di bassa pressione e quattro di alta; fra di essi è interposto il degasatore, che oltre a fungere da scambiatore rigenerativo (miscelando acqua e vapore ad una pressione intermed ia dell'ordine dei 5-7 bar), svolge l'importante compito di separare i gas disciolti nel flusso d'acqua, provenienti da rientri di aria nelle zone dell'im pianto a pressione sub-atmosferica . I gas disciolti , in particolare l'ossigeno, svolgerebbero un'azione forteme nte corrosiva ad alta temperatura: vengono rimossi da un flusso di vapore di strippaggio che fluisce in controcorrente rispetto all'acqua di alimento nella "to rretta " del degasatore. I gas sono poi dispersi in ambiente. La turbina a vapore, pur disposta su unico albero, è divisa in più corpi, con sdoppiamento di flussi (si veda più avanti). Da fig.A4.3 è anche da notare come sia presente una turbina dedicata alla trascinamento della pompa di alimento principale. Tale disposizione consente una riduzione della potenza delle macchine elettriche (e delle perdite connesse), ma soprattutto semplifica la regolazione della portata d'acqua circolante (a giri variabili). Nella parte più a destra della fig ura sono illustrati gli organi disposti lungo la linea dell'aria comburente e dei gas combusti: ( i) i du e ventilatori per circolazione di aria/fumi, uno premente e uno aspirante per mantenere la camera di combu-

f


A31

stione ad una pressione pari a quella atmosferica, (ii) lo scambiatore rigenerativo che riscalda l'aria comburente, sottraendo calore ai gas combusti, (iii) i dispositivi di disinquinamento (rimozione ossidi di azoto - SCR, rimoz ione po lveri - ESP, rimozione ossidi di zolfo - FGD) di cui parleremo nei prossimi paragrafi. Non sono invece raffigurati alcuni dei numerosi impianti ausiliari presenti in una centrale, quali ad esempio: (i) il sistema di circolazione dell'acqua di raffreddamento del condensatore, con eventuali torri evapo rative, (ii) i trattamenti del carbone, inclusa la macinazione, il trasporto, etc., (iii) l'impianto di demineralizzazione dell'acqua di reintegro del ciclo, (iv) i trattamenti dei reagenti e degli effluenti dei sistemi di disinquinamento, e altri ancora.

i

A4.2 I componenti A4.2.1 La turbina Le centrali termoelettriche a vapore d'acqua comprendono come macchina fondame ntale la turbina a vapore, che è l'espansore in cui l'energia termodinami ca (entalpia) viene convertita in lavoro meccanico (fig.A4.4).

Fig.A4.4: Vista di una grande turbina a vapore a doppio RH. Da sinistra, il primo corpo contiene le sezioni di altissima e alta pressione, il secondo la sezione sdoppiata di media pressione, il terzo e il quarto sono i corpi di bassa pressione per un totale di 4 flussi allo scarico, che è verso il basso al condensatore . Fonte: GE. E' utile ricordare le ragioni concettuali che giustificano la complessità del progetto di una grande turbina a vapore. Quest'ultima è costituita da un numero molto elevato di stadi a flusso assiale. Alcuni numeri adimensionali definiscono le caratteristiche degli stadi assiali:

rv:

Ns = OJ·~ Ah~

t:lrv:

Ds = D I!J----u4 Ah~

v

VR= ~

(A4.1)

dove Ns è il numero di giri specifico, Ds il diametro specifico, VR il rapporto di espansione volumetrico; Llh;s è il salto entalpico isoentropico [J/kg], Vex e V;n sono 3 le portate volumetriche [m /s] all'uscita isoentropica e all'ingresso, w è la velocità di rotazione [rad/s] e D il diametro medio tra base e apice di una pala [m]. Data una certa velocità di rotazione, che nelle grandi macchine è imposta dall'accoppiamento diretto con l'alternatore (3000 rpm per reti a 50 Hz e 3600 per reti a 60 Hz), e data una massima velocità periferica u=w·D/2 ammissibile in fun zione dello sforzo centrifugo sopportato dai materiali di cui sQno costituiti le 2 pale e i dischi su cui queste sono ca lettate (sforzo che è proporzionale a u ), ne consegue un massimo salto entalpico LJh;s che può venire ela borato da uno stadio (Llh;s è proporzionale a u2/ 2, attraverso un coefficiente di carico dello stadio chia -

A32


mato Kis che può variare entro limiti piuttosto ristretti 1 da 2 a 5 1 per un buon dimensionamento fluidodinam ica dello stadio). Con i materiali metallici e con la tecnologia attuale/ i massimi salti entalpici sviluppabili da uno stadio sono dell'ordine di 100-150 kJ/kg 1 contro salti complessiv i dell'ordine dei 1500 kJ/kg imposti da l ciclo termodinamico. Ciò già indicherebbe la necessità di utilizzare almeno una decina di stadi 1 ma in realtà ne sono necessari molti di piÙ 1 per numerose ragioni che sono principalmente legate all'enor me variazione del volume specifico del vapore d urante l'espa nsione, che aumenta di circa 3000 volte tra ingresso e uscita: Il parametro VR non può ragionevolmente superare il valore di 1.5+1.7 per uno stadio di buon rendimento, per non imporre forti variazioni delle velocità e soprattutto per restare in un campo subsonico (i fenomeni d'urto legati a flussi supersonici influenzano negativamente il rendimento). La necessità di mantenere il diamet ro specifico entro v alori ottimali per conseguire un buon rendimento imporrebbe di usar e diametri più piccoli per piccole portate volumetriche 1 a cui conseguirebbero/ a pari ro 1 salti entalpici minori e quindi più stadi. Si veda infatti l'elevato numero di stadi utilizzato nelle sezioni di alta pressione (fig.A4. 5). Alla stessa conclusione si perviene analizzando il numero di giri specifico. Quest'ultimo parametro è particolarmente importante/ perché influenza notevol3 mente il rend imento di uno stadio • In una turbina a vapore non è di fatto possibile dimensionare t utti gli stadi (da l primo all'u ltimo) con Ns vicini ai valori attimali, considerando che per conseguire rendimenti elevati Ns deve assumere va 4 lori tra 0.15 e 0.35 e che, a pari ro 1 .dh;s e portata in massa , la variazione di portata volumetrica è enormemente più elevata di quanto consentito da tale intervallo. Perta nto, nelle turbine a vapore occorre / oltre ad adottare un numero di stadi molto elevato (30+40 e piùL suddividere il flusso di vapore a media o bassa pressione su due o quattro (qualche volta sei) turbi ne 1 poste in parallelo ma calettate sullo stesso albero (sdoppiamento dei flussi). La soluzione adottata è visibile sia in fig.A4.4 (si notino i quattro flussi di bassa pressione) che 1 con maggior dettaglio 1 in fig .A4.5 1 relativamente al corpo di media pressione (quello a destra nella figura), in cui il vapore (proveniente da l secondo RH) entra nel cen tro e si suddivide in due gruppi di stadi verso le due sezioni di uscita 1 che portano al cross- over (il grande tubo visibile in fig .A4.4 1 che distribuirà il vapore sui quattro flussi di bassa pressione, che a loro volt a sca ricano nel condensatore posto sotto la turbina).

3 A bassi Ns uno stadio risu lta avere una piccola altezza di pala rispetto al dia metro1 che comporta elevate perdite per fl ussi secondari (indotti dalla presenza delle superfici della cassa e del mozzo) e per trafi lamenti nei giochi t ra fa pale in rotazione e fa cassa. A Ns eccessivamente elevati corrispondono invece pale molto lunghe rispetto al diametro, in cui fa variazione di velocità periferica tra base e apice non consente di adottare triangoli delle velocità ottimali lungo tutta l'estensione radiale della pala. 4

Che in realtà diminuisce nel prosegu ire dell'espansione per effetto degli spillamenti rigenerativi (fa portata massica all'ultimo stadio è di solito il 55-60% di quella al primo stadio). Nelle turbine a vapore per cicli combinati si verifica fa tendenza opposta, a causa dell'introduzione del vapore generato alfe pressioni inferiori, rendendo più delicata la probfematica relativa alfa variazione di portata vofumetrica.


A33

{

: .7 per e velo... rto leFig.A4.5: Sezioni di alta e media pressione di una turbina con doppio RH.

(

Nell'ultimo decennio, la tecnologia delle turbine a vapore, a grandi linee consolidata sin dagli anni '60 in cui sono state realizzate con successo le grandi unità da 600-800 MWe, ha visto l'affermarsi di alcune significativi progressi nella realizzazione delle Qalettature, a seguito di: (i) una migliore comprensione del fluidodi namica e dei fenome ni di generazione delle perdite nei canali delle macchine, resa possibile dallo sviluppo della fluidodinamica computazionale; (ii) l'affinamento della conoscenza dello stato di sollecitazione meccanica e termica nelle pale, anch'esso conseguito con metodologie numeriche . Gli avanzamenti nelle tu rbin e a vapore sono identificabili in tre tipi di provvedimenti: • aumento dell'altezza delle QS~ di ~a pr~ e • utilizzo di stad!...9 forte grado di reazione, anche nei corpi di alta e media pressione • utilizzo diffus o. utili zzo di 'pale con pwfii.L:3D"

f

Per quanto attiene il primo punto, si segna la, come significativo esempio dell'evolversi della tecnologia, lo sviluppo di una pa la da 1219 mm ( 48") di acciaio, da montarsi su un diametro alla base di 1880 mm, con un rapporto fra i diametri apice/base pari a quasi 2.3 (fig.A4 .6). La soluzione, che fornisce un'area di efflus2 so di circa 12 m , consente di ridurre la velocità di uscita dalla macchina, con diminuzione delle perdite legate all'energia cinetica di scarico. Per il secondo punto, si segnala che anche i costruttori più affezionati alla soluzione "impulse" (cioè ad azione) stanno progressivamente migrando a soluzioni ad elevato grado di reazione, nonostante ciò richieda l'utilizzo di un numero di stadi più elevato (circa doppio: il Kis, sopra Fig.A4.6:· Pala rotorica definito, passa indicativamente da 4 a 2 passando da dell'ultimo stadio di una uno stadio ad azione a uno con grado di reazione 0.5). turbina a vapore.

A34


E' così possibile, nelle più recenti realizzazioni, ottenere rendimènti adiabatici molto elevati, fino al 94+95%, nei corpi di alta e media pressione. Per quanto attiene infine il terzo punto si veda la fig.A4.7, che mostra la particolarissima forma delle pale adottata in media pressione.

A4.2.2 Il generatore di vapore In questo paragrafo non tratteremo nella sua generalità l'argomento 'generatori di vapore' (GV), argomento peraltro molto esteso ed articolato, ma ci limiteremo ad alcune puntualizzazioni sui GV delle grandi centrali supercritiche, assai differenti da altre tipolog ie di GV uti lizzati nel settore industriale non solo per le dimensioni ma anche per filosofia progettuale. Il GV è l'organo in cui si realizza la combustione e il trasferimento del calore dai gas combusti al fluido che percorre il ciclo termodinamico, cioè l'acqua nelle sue fasi di riscalda - Fig.A4.7: Conformazione 3D di mento del liquido, evaporazione (anche a prespale di media pressione. sione supercritica), surriscaldamento (inteso come SH e l o 2 RH). La struttura generale di un grande GV è visibile in fig.A4.8. Nella parte in basso a sinistra si trova la camera di combustione, in cui il combustibile, addotto ai bruciatori da appositi sistemi di movimentazione (un sistema pneumatico nel caso del polverino di carbone), reagisce con l'a ria comburente proveniente dalle casse d 'aria (windbox), spinta da un ventilatore e preriscaldata dallo scambiatore rigenerativo, di cui si parlerà più avanti. Nella camera di combustione si sviluppa la fiamma, che, vista la sua elevata temperatura (oltre 2000°C) irraggia verso le pareti, che sono rivestite dalle tubazioni in cui fluisce il vapore in transizione di fase. I numerosissimi tubi che costituiscono l'evaporatore (così chiamato anche nel caso supercritico, sebbene non esista una vera e propria ebollizione con due fasi differenti) sono quindi disposti ad isolare la zona più calda dall'ambiente esterno, mediante le cosiddette pareti membranate (tubi uniti da lamiere saldate). I coefficienti di scambio del vapore all'interno dei tubi sono molto elevati e risultano determinanti per mantenere la parete metallica ad una temperatura prossima a quella del vapore stesso (dell'ordine dei 400°C, valori sostenibili anche da acciai al carbonio non particolarmente costosi), pur in pre, senza di gas combusti con temperatura molto elevata. Quando i gas abbandonano la zona di combustione, in alto in fig.A4.8, sono a temperature più moderate (circa 1000°C) e incontrano i surriscalda tori. Pertanto in un GV i vari scambiatori di calore non sono organizzati in controcorrente, ma adottano una disposizione finalizzata a limitare la temperatura di parete delle tubazioni. Gli scambiatori che costituiscono I'SH e gli RH (due RH in fig .A4.8) sono disposti in modo da poter minimizzare l'impiego di materiali atti a sopportare temperature molto elevate (e quindi particolarmente costosi) in corrispondenza del vapore più caldo. Ogni SH/RH è suddiviso in almeno due scambiatori, per interporre un attemperatore, dove viene iniettata dell'acqua con lo ~copo di operare un controllo preciso della temperatura finale del vapore surriscaldato, evitando il raggiungimento di condizioni critiche per la resistenza del materiale. Successivamente i gas combusti, ormai a temperatura moderata (400-450°C), subiscono


A35

un raffreddamento finale fino a circa 350°C nell'economizzatore, uno scambiatore che riscal da l'acqua di alimento dalla condizione di ingresso nel GV (uscita dai riscaldatori rig enerativi) a quella di incipiente evaporazione. Final SH

lP 3

LP 3

Platen SH

~- -! P1

-LP 1

'One. ::;g.A4.8. comb u-

Fig.A4.8: Schema di un grande generatore di vapore supercritico A questo pu nto i fumi non sono più grado di cedere calore al ciclo acqua/vapore, ma vengono ulteriorment e raffreddati in uno scambiatore rigenerativo in cui cedono calore all'aria comburente, portandosi alla temperatura fmale ai circa 120-150°( (non è conveniente spingersi a temperature inferiori in quanto si verificherebbe la deposizione di condense acide, determinate dalla presenza di zolfo nel combustibile e quindi di SOz e S03 nei gas combusti, con conseguente gravissima corrosione dei componenti metallici). Questi scambiatori (non visibili in fig.A4.8) sono spesso della tipologia Ljungstrom (fig.A4 .9); essi consistono in una matrice metallica permeabile al flusso gassoso (pacchetti di lamierini ondulati) mantenuta in lenta rotazione: la matrice si riscalda passando a contatto con i gas combusti, raffreddandoli, e quindi cede calore all'aria quando, nella rotazione,

A36


5

ne viene a contatto . Il riscaldamento dell'aria è rilevante ai fini del bilancio t ermico del GV, incrementando il flusso termico entrante in camera di combustione.

Fig.A4.9: Scambiatore rigenerativo aria l fumi, di tipo Ljungstrom. Per completare la descrizione, occorre considerare il tipo di circolazione dell'acqua/ vapore nella sezione evaporativa del GV. Questa è necessariamente di tipo 'forzato' o 'once-through' nei GV supercritici, in cui non esiste una coesistenza delle fasi liquido e vapore: l'acqua in pratica v iene alimentata su numerosissi mi tubi disposti in parallelo, alla fine dei quali si suppone sia avvenut a la completa evaporazione; il vapore è poi racco lto in un collettore e inviato aii'SH. Questa disposizione è molto semplice, ma si possono verificare picchi non facilmente controllabili della temperatura di parete dei tubi qualora questi non siano tutti contemporaneamente alimentati dalla corretta quantità di liquido : se un solo tubo non venisse energicamente raffreddato dall'acqua in fase di evaporazione si porterebbe a temperature insostenibili (con quindi una catastrofica rottura) a causa dell'elevatissima temperatura dei gas nella camera di combustione. Questa criticità può essere eliminata (o ridotta drasticamente) nel solo caso di generazione di vapore a pressioni più moderate e inferiori a quella critica, adottando due diverse filosofie progettuali: La caldaia a tubi di fumo. I gas combusti fluiscono all'interno dei tubi, che sono annegati in una piscina di acqua in ebol lizione (il fenomeno di scambio si chiama infatti 'pool boiling') . Questa disposizione non è compatibile con pressioni elevate (l'elemento resistente è il mantello esterno, di diametro rilevante): non è quindi assolutamente applicabile ai GV delle centrali, mentre ha grande diffusione per la produzione di vapore industriale a pressioni dell'ordine dei 10-15 bar. La ricircolazione del vapore attraverso il corpo cilindrico (fig.A4.10). Il flusso di acqua v iene distribuito sui tubi bollitori a partire da un corpo cilindrico (drum) in cui vi è coesistenza tra acqua e vapore, attraverso un tubo discendent e (down-corner) e un collettore inferiore. All'uscita dei tubi bollitori il fluido è solo parzialmente evaporato, anzi la massa di acqua è ancora prevalente su quella del 5

Si tratta di scambiatori di calore particolarmente economici ed efficienti-per trattare due fl ussi gassosi. Non sopportano differenze sensibili di pressione tra i due gas e si verificano trafilamenti tra i due flussi, dovuti al lavaggio del gas intrappolato nella matrice: ciò non comporta problemi nell'applicazione in oggetto, ma ne preclude l'uso in altre applicazioni.

Turbine a gas

e cicli combinati

A37

vapore: il titolo x in uscita (massa di vapore l massa totale) è solo de l 10-20%. vapore Ciò implica che la portata circolante nei satu ro tubi è pari a 1/x volte la portata di vapoaii'SH re prodotto, da cui il concetto di 'ricircolazione' della frazione non evaporata. La 0.. ,......o tubi / · . . -·' frazione evaporata viene invece raccolta Q) :E gas bollitori () :l nella parte alta del corpo cilindrico, da cui .o n (miscela esce come vapore saturo. Il vantaggio di c o ~3 acquaquesta soluzione è che in ogni punto del .,ro sistema domina la temperatura di evapovapore) razione ed è quindi scongiurata la possibilità di surriscalda menti localizzati; il vapore uscente è certamente saturo (a Fig.A4.10; Schema di circolazione in meno di un indesiderato trascinamento di un evaooratore con coroo cilindrico. gocce, minimizzato da appositi separatori) in ogni condizione di funzionamento, e ciò regolarizza le operazioni dei surriscaldatori. I l sistema si basa tut tavia sulla differenza di densità t ra liquido e vapore ed è quindi applicabile solo a sistemi bifase, escludendo non solo processi supercrit ici, ma anche quelli a pressioni troppo vicine a quella critica (non si eccedono mai i 170 bar) . E' quindi una soluzione di riferimento nei GV a recupero dei cicli combinati (Cap.4) . La circolazione può essere naturale, causata dalla maggior densità della colonna di liqu ido nel downcomer rispetto a quella della miscela bifase nei tubi bollitori e da lla differenza di quota t ra il corpo cilindrico e il collettore inferiore che distribuisce l'acqua nei tubi. La differenza di quota è normalmente assicurata dall'altezza stessa della caldaia (un grande GV è alto fino a 100 m!), ma in altri casi (es: GV per cicl i combinati con t ubi orizzontali) si preferisce assicurare la circolazione utilizzando una pompa (circolazione forzata) . Il rendimento di un GV (TJGv) è definito come il rapporto tra la g.Q!_enza termica effettivament~rasferita al .fluido da ~~caldare e la potenza termica del combù stihile (portata per potere calorifico, solitamente inferiore~ LHV). SIpuò- va utare (anche sperimentalmente) 11Gv in modo indiretto, come comRlE;,mento a l della somma delle perdite. Le perdite sono di varia natura: (i)~ incompleto recupero termico dai gas combusti, connesso al rilascio in ambiente di prodotti di combustione ancora cal(fl,lìi) per.Jmp_erfetto isola.me.uto_ter roico delle pareti (dette impropriamente perdite per irraggiamento ), (iii) per rilascio di incombusti, ovvero per incompleto sfruttamento dell'energia chimica del co~bi le, (iv) ,p~ ri l5lsciQ. di altre_.s.o.s.taoze...ad alta temperatura, ad esempio le ceneri di carbone raccolte sul fondo della caldaia. Tra queste le prime sono certamente le più importanti in termini quantitativi. o.m.a_ç~mma delle perdite da (ii) a (iv) riferite alla potenza termica del combustibile, si puo scrivere la seguente fo rmOiazione:

Gg ·cpg -(Ts - Ta) 1JGV = l- ç -

no

. d ò non ~eaz ioni.

Gt -LHV

f

)

= l - ç- \a + l -

cpg -(Ts - Ta)

LHV

(A4.2)

dove G9 è la portata di gas combusti, Gr quella di combustibile, cp 9 è il calore specifico dei gas, Ts la temperatura dei gas al camino, Ta la temperatura dell'ambiente. L'equazione mostra che per ottenere un buon rendimento occorre, oltre ovviamente a limitare 1;, av€re gas di scarico a temperatura più basse possibile (ad esempio utilizzando uno scambiatore Ljungstrom) ed usare un valore


A38

corretto di a, ovvero del rapporto massico tra aria e combustibi le. In particolare a deve certamente essere superiore a quello stechiometrico, in modo da non avere una quantità significativa di incombusti, che oltre a peggiorare il rendimento (terza voce di perdite sopra elencata) rappresentano sostanze inquinanti assai pericolose ( monossido di carbonio, id rocarburi incombusti). Tuttavia la formulazione di llGv ci mostra che un'eccessiva quantità di aria (a molto superiore al valore stech iometrico) comporterebbe una crescita della perdita per rila scio di gas caldi in ambiente, in quanto se ne aumenta la portata massica. La regolazione ottimale della quantità di aria utilizzata, relativamente al combustibile, è quindi un fattore determinante per le prestazioni di un generatore di vapore, sia in termini energetici che ambientali. I grandi GV delle centrali termoelettriche possono raggiungere rendimenti dell'ordine del 94-95%. In termini di evoluzione tecnologica, le attenzioni dei progettisti di GV negli ultimi decenni sono state maggiormente concentrate su: (i) tematica d ~batt~oto_degiLinq.ulo.anti, di cui parleremo nel prossimo paragrafo, con interventi a livello_dLbr.uciatori, di_strutturazione deLflussi d'Q_ria (porte over-fìre e altro), dt integrazione con i dispositivi di rimozione (SCR e altri), (ii) materiali per i surriscaldatori, in grado di sostenere temperature deTv apor e oltre a 600°C, come più volte già menzionato (fig.A4.2). Va tuttavia anche citato qualche interessante progetto di razionalizzazione del lay-out complessivo di disposizione della caldaia: dalla classica disposizione a due passagg i della fìg .A4.8 a quella a torre (o singolo passaggio), a quella orizzontale, assai innovativa .

A4.2.3 Il condensatore Le centrali termoelettriche necessitano di due sorgenti di calore a diversa temperatura, una delle quali, il "pozzo" freddo, riceve la potenza termica non convertita in potenza meccanica ed è di fatto costituito dall'ambiente. I cicli chiusi cedono il calore all'ambiente attraverso organi di scambio termico che realizzano la condensazione del vapore uscente dalla turbina . I condensatori devono smaltire in ambiente una grande quantità di calore, pari o di poco superiore alla potenza elettrica della centrale. Ciò impone l' utilizzo di enorm i quantitativi del flu ido che sottrae calore al vapore condensante, fluido per il quale sono possibili tre alternative: (i) l'acqua di un fiume o del mare, (ii) una corrente di acqua refrigerata a contatto con un flusso di aria ambiente, (iii) l'aria ambiente . I dispositivi utilizzati nei tre casi sono :

• Scambiatori acqua- vagore, in cui l'acqua di fiume o di mare (o anche l'acqua refrigerata da uno scambiatore acqua-aria) realizzano la condensazione del vapore . Nel caso di un circuito "aperto" (acqua di fiume o di mare), l'acqua viene prelevata e poi reimmessa nel suo bacino naturale, a temperatura più elevata, da apposite pompe di circolazione . TQfri evè.Qorative, per raffred dare in un circuito semi-chiuso l'acqua riscaldata da uno scambiatore come quello al punto precedente : nella torre evaporativa l'acqua cede calore all'aria ambiente mediante un processo di uno scambio di calore e di massa. Scambja_tQ.()_grla.:_vagorE;, ovvero condensatori raffreddati direttamente con l'aria ambiente con un processo convettivo, detti "a secco" per differenziarli dalle torri evaporative. In linea di principio, la prima è la soluzione più efficiente e più economica ed è peraltro quella più frequentemente adottata nelle grandi centrali. Infatti si consi-


A39

deri che l'acqua, rispetto all'aria, presenta eccellent i caratteristiche di scambio termico (a pari velocità e diametri di passaggio, l'qcgua presenta un coefficiente convettivo pari a 500 volte quello dell'aria!) e pertanto consente la realizzazione di scambiatori di calore relativamente compatti e poco costosi. L'ottimizzazione tecnica ed economica dello scambiatore porta quindi a soluzioni con una limitata differenza di temperatura tra acqua e condensazione, come abbiamo già sottolineato parlando dell'influenza della pressione di condensazione sulle prestazioni del ciclo. Dal punto di vista costruttivo, la soluzione impiegata è quella a tubi e mantello (shell & tubes): fasci di centinaia di tubi lisci sono racchiusi all'interno di un mantello esterno (fig.A4.11).

della torre

Fig.A4.11: Condensatore a fascio tubiero. L'acqua di raffreddamento entra in una delle due t estate dello scambiatore, dove si divide fra tutti i tubi. All'altra estremità dei tubi si trova la testata di raccolta. Il vapore scorre invece nel mantello, alimentato dall'alto e raccolto su l fondo. Nel lato del mantello sono presenti dei setti, con lo scopo di fornire un preciso percorso al vapore facendog li incontrare tutta la lunghezza dei tubi refrigerati. I setti hanno anche lo scopo di sostenere meccanicamente la struttura. Considerando quindi: (i) il costo di investimento relativamente contenuto che indirizza verso soluzioni con piccoli òT e basse pressioni d i condensazione, (ii) la minor variabilità stagionale della temperatura delle acque piuttosto che dell'aria, (iii) la relativamente limitata richiesta di potenza per la movimentazione dell'acqua, si comprende facilmente come la condensazione a circuito aperto consenta le migliori prestazioni d'impianto. Esistono tuttavia alcune significati ~ limi:: tazioni all]_mpL~~l soluzi9ni a ci~cuito ~perto: L'acqua è prelevata da fonti naturali come fiumi, laghi o mari: la centrale deve essere realizzata in loro prossimità, spesso in luoghi di valore paesaggistico e naturalistico, ponendo gravi limitazioni alla reperibilità di siti adatti, soprattutto in paesi densamente popolati. L'acqua scaricata in ambiente comporta una problematica di inquinamento termico, che spesso al tempo della progettazione degli impianti (specie per quelli più vecchi) non era stato preso in considerazione . Questi problemi limitano le zone adatte alla costruzione di un nuovo impianto, in quanto la somma degli effetti di due centrali elettriche può superare localmente i limiti imposti.

A40


E' nota tempo la dannosità dello scarico di acque calde, con alterazioni dell'ecosistema preesistente. Sono pertanto in vigore leggi che regolamentano lo scarico di acque calde e quindi influiscono sulla progettazione della centrale. Il DLGS 152/1999 (aggiornato poi dal DLGS 258/2000) assegna i lim iti di concentrazione delle sostanze inquinanti e non nelle acque interne e marine. Sono anche assegnate le temperature e i salti termici massimi consentiti, in base alla locazione dello scarico: "Per i corsi d'acqua la variazione massima tra temperature medie di qualsiasi sezione del corso d'acqua a monte e a valle del punto di immissione non deve superare i 3°C. Su almeno metà di qualsiasi sezione a valle tale variazione non deve superare 1 °C. Per i laghi la temperatura dello scarico non deve supera. re i 30°C e l'incremento di temperatura del corpo r ecipiente non deve in nessun caso superare i 3°C oltre 50 metri di distanza dal punto di immissione. Per i canali artificiali, il massimo valore medio della temperatura dell'acqua di qualsiasi sezione non deve superare i 35°C, la condizione suddetta è subordinata all'assenso del soggetto che gestisce il canale. Per il mare e per le zone di foce di corsi d'acqua non significativi, la temperatura dello scarico non deve superare i 35°C e l'incremento di temperatura del corpo recipiente non deve in nessun caso superare i 3°C oltre i 1000 metri di distanza dal punto di immissione." A fronte di queste limitazioni e comunque per svincolare la ricerca dei siti dalla disponibilità di grandissime quantità di acqua , assume concretezza l'ipotesi tecnica di utilizzare condensatori raffreddati ad aria, ovvero a 'secco'. L'impatto di una simile soluzione in termini progettuali, impiantistici e di prestazioni è rilevante, in relazione alle basse capacità di scambio termico dell'aria ( quind i alla neces sità di grandi superfici di scambio) e alla potenza richiesta dai ventilatori per la movim entazione dell'aria. Le enormi portate volumetriche di aria richiedono grandissime sezioni di passaggio (un gruppo da 600 MWe rich iede circa 50,000 3 2 m /s di aria: a una velocità di 2.5 m/s corrispondono a 20,000 m , 3 cam pi da calcio), con problemi non solo di occupazione di spazio, ma soprattutto di tenuta al vuoto (i rientri di aria comportano un aumento de lla pressione allo scarico della turbina) e di fo rm azione di ghiaccio (che romperebbe i tubi). Nonostante queste difficoltà, l'offerta di condensatori ad aria è assa i ampia ed è per lo più concentra ta su soluzioni modulari 'a capanna ' già viste al par.4.2.4, con ventilazione forzata in mandata sullo scambiatore (forced draft). Tuttavia per le grandi centrali a vapore è molto più frequente l'impiego di torri evaporative, che, a fronte di consumi di acqua non nulli ma assai ridotti rispetto ai sistemi aperti, consentono notevoli risparmi rispetto alle soluzioni a secco. Le torri evaporative (fig.A4.12) sono scambiatori di calore aria-acqua ( l'acqua è riscaldata dal vapore in un condensatore come quello di fig.A4.11) a contatto diretto, dove cioè i due fluidi non sono separati da una parete fisica (tubo), ma sono in grado di interagire anche dal punto di vista dello scambio di massa. Infatti una parte, seppur piccola, dell'acqua evapora fino a portare l'aria in condizioni di saturazione; i due fluidi si muovono in controcorrente e pertanto lo scambio termico fa in modo che l'aria si riscaldi a contatto con l'acqua più calda, aumentando nel contempo e progressivamente la quantità di acqua che può essere evaporata nell'aria satura . I l flusso di acqua pertanto si raffredda perché cede calore sensibile all'aria, ma soprattutto perché cede il calore latente corrispondente alla quantità di acqua evaporata. E' anche interessante notare che il limite inferiore del raffreddamento dell'acqua è quello dell'aria ambiente in condi zioni di saturazione, ovvero corrisponde alla temperatura del bulbo umido. Al


A41

contra rio in uno scambiatore a secco il limite inferiore è dato dalla temperatura del bulbo secco, che nelle condizioni di massimo carico estivo è notevolmente superiore a quello del bulbo umido. Le torri evaporative sono quindi in grado di assicura re temperature di condensazione più cont enute rispetto ai sistemi a secco, e ciò vale soprattutto nelle condizioni di esercizio più gravose. Il consumo di acqua di una t orre evaporativa è enormemente ridotto rispett o ai sistemi aperti : si pensi che un kg di acqua in una torre asporta un calore corrispondente a quello di evapora zione (2500 kJ/kg ) contro la sola quota sensibile dei sistemi aperti (circa 30 kJ/kg). Nella realtà il consumo di acqua risulta però incre mentato (indicativamente r addoppiato) perché occorre non solo reintegrare l'acqua ev aporata e dispersa in atmosfera, ma anche quella allontanata con il cosiddetto 'blow-down' necessario per mantenere una concentrazione accet ta bile di sostanze solide (calcare, sa li) nell'acqua in circolazione . La portata di aria ri sulta assai limitata rispetto ad un sistema a secco, perché la variazione di entalpia dell'aria umida è aumentata dal contributo latente legato alle diverse quant ità di vapore presenti t ra ingresso e uscita: alla minor portat a d'aria corrisponde una minore occupazione di spazio e, in linea di principio, un minor consumo dei ventilatori, quando presenti. Infatti, come ben visua lizzato in fig.A4.12, la circolazione dell'aria può essere realizzata con ventilatori assiali (a destra) o con un sistema naturale (a sinistra), indotto da lla minore densità dell'aria umida e calda, contenuta nella struttura della torre, rispetto all'aria esterna. Il sistema natura le, che ha il pregio di annullare i consumi di potenza, richiede però torri di altezza notevole (molte decine di metri) con costi elevat i e un grande impatto visivo: è perciò utilizzato solo nelle centrali di grande potenza .

DRIFT ELIMINATORS / ____.... ••WATER him=mmm'llfim .-m~ DISTRIBUTION r{ii;piiiiiij\iiiiifliiii~r-\-___...ÉXCHANG E SURFACE

DRIFT ELIMINATORS

HOT WATE H

rom

COOLED

......,.-.,;._._--"'..;;;.....:..;:;~=;.;li

COOLED WATER

WATER

Fig.A4.12: Schemi di torri evaporative. A sinistra una torre a circolazione naturale dell'aria, usata per grandi centrali, a destra una torre a circolazione forzata (induced draft), più diffusa per applicazioni di minore potenza (fonte: Hamon) . Le torri evaporative non sono però esenti da problemi: (i) di carattere igienico, legati alla proliferazione di batteri nell'ambiente caldo e u mido, in particolare della ' legionella pneumophila ', assai pericolosa per la salute e ( ii~ la formazione del cosiddetto 'pennacchio', ovvero della condensazione dell'acqua contenuta nel flusso di aria umida all'uscita a cont atto con l'aria esterna più fredda.

.

-

'" \'

, ~

A42


Quest'ultimo fenomeno, indesiderato sia per motivi estetici che per le ricadute al suolo di goccioline d'acqua, può venire efficacemente contrastato con diverse soluzioni tecnologiche (es: miscelamento con aria ambiente riscaldata in una sezione a secco della torre), a fronte di un aumento non t ra scurabile dei costi di investimento.

A4.3 La rimozione degli inquinanti Nelle centrali termoelettriche alimentate a combustibili fossili la tematica del contenimento delle emissioni di inquinanti gassosi è di importanza fondamentale. L'efficienza energetica e il basso costo del kWh prodotto non sono oggi requisiti sufficienti a garantire il successo di un investimento nel settore elettrico, se non si tiene in primaria considerazione l'aspetto ambientale. Ciò vale soprattutto per l'impiego del carbone, che ha una nomea e una tradizione di combustibile sporco e inquinante: se ciò è assolutamente immotivato qualora si adottino le migliori tecnologie disponibili (BAT: Best Availab le Technologies), è però vero che tali tecnologie vanno certamente ritenute di massima importanza nella progettazione e nell'esercizio delle centrali. I principali inquinanti presenti nei prodotti di combustione delle centrali a carbone sono gli ossidi di azoto (per i quali si rimanda al Cap.7) , gli ossidi di zolfo (S02 e, in proporzione molto minore, S03) e le polveri ( intendendo con esse tutte le particelle solide di varia composizione chimica e granulomet ria ) . I valori di riferimento delle emissioni di una grande ce ntra le a carbone, per la normativa europea 2001/80/CE che entrerà in vigore al l o gennaio 2008, sono 3 200 mg/Nm 3 per N02 e S02 e 30 mg/Nm per le polveri. Trattasi di valori molto 3 restrittivi: basti pensare che per rispettare il limite di 200 mg/Nm di S02 in assenza di sistemi di depurazione dei fumi occorrerebbe usare un ca rbone con un t enore di zolfo inferiore allo 0.1% circa (di ben rara reperib ilità), o alternativamente usare un carbone con l'l % di zolfo con un sistema di desolforazione in grado di catturare almeno il 90% deii'S02 presente nei fumi (i carboni commerciali hanno contenuti di zolfo che può variare per lo più tra lo 0.5% e il 4%) . Si tenga anche presente che vengono spesso imposti, a livello locale e specialmente per gli ossidi di azoto, livelli di emissioni anche più restritti vi. La rimozione degli inquinanti avviene in generale con due metodologie: (i) quelle primarie, che fanno in modo che l'inquinant e non si formi, (ii) quelle secondarie, che ne prevedono la rimozione dai gas combusti. Per le polveri e gli ossidi di zolfo non esistono tecnologie primarie economicamente proponibili, per cui parleremo solo di una loro rimozione. Per gli ossidi di azoto sono invece possibili ambedue le strade (o meglio sono necessarie tutte e due!) .

A4 .3.1 Combustori a basse emissioni di NO Si rimanda il lettore al par. 7.2.2 circa i meccanism i di produzione di NO in sede di combustione, ricordando che con combustibili pesanti come il ca rbone il meccanismo "fuel-bound" è di grande importanza (dello stesso or dine di quello "thermal") e che quindi la problematica dell'abbattimento dei NOx è più complessa che nel caso delle turbine a gas, considerando anche che tecniche di premiscelazione con larghi eccessi di aria non sono propon ibili sia per la natura del combustibile che per motivi di rendimento della caldaia (un elevato a penalizza T]Gv - eq.4.2), così come non è pensabile ricorrere ad iniezioni di acqua o vapore.

A43


Pertanto, rifa cendosi alla discussione svolta al Cap .7.3, le misure per limitare la formazione in sede di combustione possono essere le seguenti: • Ridurre la concentrazione di 02 in vicinanza della fiamma: ciò è possibile con una combustione "ricca" di combustibile (a.
Burnout zone normal excess air

Rebuming zone slightly fuel rich NOx reduced to N2

Primary combuation zone reduced flring rate low excess air lowerNOx

Combustlon air

Fig.A4.13: Schema di "reburninq".

A44


larga produzione di incombusti (soprattutto CO) che v iene successivamente ossidata con un'ulteriore 1n1ez1one d1 ana ("overf1re a1r") . In pratìéaln nesson·a ,Z011a si ottiene il picco di temr;1eratura della normale combustione in eccesso di aria; l'effetto della minore temperatura di piccò si somma a quello riducente nella zona di reburning, particolarmente utile per la riduzione degli NO di origine "fuel". Questg_meccanismo è ripetu_!o in scal9 più~oJ~ n~i "gruciatE..r.i a bas~ e!!'issioni" (low-NOx-burners, fig.A4.14) che riprendono la stessa sequenza di combu stione a stadi, applicandola alla fiamma stessa: attorno alla zona centrale,____çQ[l combustione circa steçbiQm__e_tdc.a.,_s.Lr:.ealizza..un1oieziane_s_e.condada di comt;>ustiQ.ik_çon effetto__r:i.du.ceate, seguita da un'iniezione di aria secondaria per l'ossidazione finale, introdotta dall'anello più esterno del bruciatore. Queste misure- non sono in linea generale sufficienti a garantire emission i di NOx ai livelli richiesti dalle normative più stringenti (soprattutto con il carbone, per il contribuito dei "fuel" NO), in quanto si può parlare di efficienze di riduzione dal 50 al 70% rispetto a combustori convenzionali. Pertanto, nelle centrali maggiormente "ambientalizzate" (le uniche di nuova costruzione proponibili nella Comunità Europea) è necessario ricorrere, parallelamente alle misure sopra citate, a sistemi di rimozione di NOx dai gas di scarico.

zone

Secondary flame

Internai reclrculation zone seconda!')' fuel BUmoutzone Slow burnout

Prlmary Juel

Prima l')' alr

--~

wlthlow

oxygen content

uegas

Fig.A4.14: Schema concettuale di bruciatore a bassa emissione di NOx.

A4.3.2 Rimozione di NOx La rimozione di NOx viene effettuata direttamente dai prodotti di combustione del generatore di vapore, con un processo noto con l'acronimo SCR (Selective Catalytic Reduction), basato sull'iniezione di un elemento riducente a base di ammoniaca, così come descritto al par.7.4 (reazioni di eq.7.16) . La differenza tra gli SCR utilizzati per le t urbine a gas e quelli per le centra li a carbone è relativa agli aspetti operativi di sporcamente, erosione e possibi lità di ostruzioni, che sono qui assai gravosi a causa della cattiva qualità dei gas combusti. I problemi sostanziali sono due: (i) erosione e sporcamente dovuti alla presenza delle polveri, (ii) deposizione di solfati di ammonio, risultato della rea zione tra ammoniaca e 1'503 che si

com binati


A45

forma neii'SCR per ossidazione catalitica di parte deii'SOz presente nei fumi, in dipendenza dal contenuto di zolfo del combustibile. Considerando la contemporanea presenza nell'impianto di dispositivi atti ad eliminare polveri e ossidi di zolfo (descritti nei prossimi para grafi), esistono tre possibili configurazioni di applicazione di SCR nel contesto della linea di trattamento dei fumi di una centrale (fig.A4.15): boiler

HIGH DUST

ESP

SCR

freddo

DeSOx

LOWDUST

ESP

SCR

caldo

DeSOx

TAIL END

ESP freddo Fig.A4.15: Possibili configurazioni di inserimento di un SCR a valle di un generatore di vapore (boiler). Legenda: ajh: riscaldatore aria comburente; ESP: precipitatore elettrostatico; DeSOx: desolforatore; RG: scambiatore rigenerativo; htr: post-riscaldatore con combustione di gas naturale.

·.ox.

tra agli

• "High dust": I'SCR è sistem ato immediatamente all'uscit a dell'economizzatore ed opera con gas alla temperatura di circa 350°C, ottimale per il funzionamento del cata lizzat ore. Quest'ultimo risente però della presenza delle polveri e occorre quindi adottare sezioni di passaggio più generose, con operazioni periodich e di pulizia con getti di ar ia o vapore. L'SCR è poi soggetto alla formazione di solfati di ammonio, in quanto I'SOz è ancora presente in quantità; la vita utile del catalizzatore è pertanto decisamente più breve e va sostituito con una certa frequenza (3-5 anni), a discapito dei costi di esercizio. Per la sua semplicità e facilità di collocazione, è tuttavia la configurazione di gran lunga più diffusa. • "Low dust": si impiega un precipitatore elettrostatico ( ESP) ad alta tempera tura, anteposto aii'SCR. Quest'ultimo opera in condizioni migliori dal punto di vista di sporcamente ed erosione, ma i problemi si spostano suii'ESP, che diviene più costoso e più difficile da pulire e manutenere; è peraltro preclusa l'adozione di filtri a maniche di tessuto (FF), che non resisterebbero a temperature dell'ordine dei 350°C. • "Tail e nd" : si esegue la filtrazione e la desolforazione a bassa temperat ura, dopo che i fumi sono stati trattati dal Ljungstrom. Sono così risolti anche i se-

A46


gnalati problemi connessi alla presenza di SOz e quindi il catalizzatore opera in condizioni ottimali, ma è necessario riportare ad una temperatura adeguata (di solito 350°C, ma con catalizzatori avanzati si può scendere anche a 250°C) prima di farli pervenire aii'SCR. L'ingente quantità di calore necessaria è in gran parte fornita da un processo rigenerativo, ovvero il calore proviene dal recupero termico effettuato sui gas depurati in uscita daii'SCR, mediante un altro scambiatore tipo Ljungstrom. E' però comunque necessario un certo contributo di calore dall'esterno per fornire il D.T tra le due correnti gassose che è richiesto per il funzionamento dello scambiatore recuperativo. Per far ciò la soluzione più pratica è la combustione di gas naturale, che non aggiunge inquinanti ai fumi già desolforati e depolverati, ma che costituisce un consumo energetico tutt'altro che trascurabile. E' quindi la configurazione migliore per i vari organi di trattamento gas, ma richiede grandi scambiatori di calore e costi di combustibile addizionali, quindi con un bilancio economico che alla verifica dei fatti sembra sfavorevole in confronto alla soluzione "high dust". I notevoli costi deii'SCR, sia in termini di investimento che di O&M, fanno sì che venga talvolta proposta una soluzione assai più economica (ma molto meno efficiente!) chiamata SNCR, cioè riduzione selettiva non catalitica . Si tratta di iniettare ammoniaca nella corrente dei gas combusti, quindi con le stesse reazioni di eq.(7.16), in assenza della matrice catalitica, eliminando quindi i costi relativi e i problemi operativi sopra riportati. Per avere una cinetica sufficiente, la temperatura dei gas deve essere però attorno agli 850-900°(, dove tuttavia la reazione: (A4.3) inizia a diventare significativa, con conseguenze disastrose sulla rimozione di NO. A temperature più elevate (es: 1000°C) potrebbe verificarsi addirittura un aumento di NO. Pertanto, anche in condizioni ottimali, la soluzione SNCR è caratterizzata da un'efficienza di rimozione del 40-60%, in genere insufficiente per le applicazioni più esigenti in termini ambientali.

A4.3 .3 Rimozione dello zolfo La tematica di rimozione della SOz (normale prodotto della combustione dello zolfo contenuto nel combustibile) e_aì notevo.le rilellaoza, anche perché nelle caldaie a polverino di carbone non sono di fatto proponibili metodi primari di abbattimento6 . Sono disponibili numerose tecnologie per ottenere la rimozione dello zolfo, una delle quali (i "wet scrubbers") copre almeno il 90% delle applicazioni, l'unica a cui dedicheremo un certo approfondimento. In generale, comunque, tutte le tecniche fanno riferimento ad un elemento chimico, chiamato sorb~nte, a base di so_cii.o.,_di magnesio o, molto più frequentemente, di cg lciQ~ in grado di reagire co n I 'SODLcoo_s.p.acJe_c.b.i.rnlç;he~d.er.ti_çJte. I wet scrubbers operano infatti con il calcio, sotto forma di calcare (CaC03 - limestone), di dolomite (CaC03·MgC03) o di calce idrata (Ca(OH)z - lime - che forma facilmente la calce viva - CaO) . Negjl_scrubl2.ers (fig.A4.16) i fumLsono m~?Si a contatto con soluzioni acguose dicalcare (che è solitamente l'elemento più facilmente reperibile e a più basso costo tra quelli elencati), a_temperatur~ più basse possi~~ambiente) p~[ favorire le reazioni di asso.r.:blmS!_nt o: 6

Può essere (anche se impropriamente) considerata una tecn ica di abbattimento primario di S02 la combustione a letto fl uido: si rimanda per questo al Cap.8 .2.

A47


S02 + H20 -> H2S01 CaC0 1+ H2S01 -> CaS01 + C02 + H20 CaS01+ 2H20 + :6 02 -> CaS04·2H20

(A4.4)

I l contatto t ra il gas e la soluzione acqua/calcare è nella maggior parte dei casi assicurato da uno sp ray della soluzione su un materiale di ri empimento di vario t ipo. Il grodottQ.....è_qui.ndL~SS!LQ....~Q!.@!Q....dl.J:alckL.id.catCL{.Ca5Dcll:l-2D). L'ultima delle (A4.4) è importante per avere un prodotto di buona qua lità commerciale, per mantenere la miscela acquosa sufficientemente fluida e omogenea e per faci lita re la successiva separazione tra acqua e gesso: la reazione rich iede un buon a_QQorto di ossi_geno, che viene solitamente realizzato insufflando aria sul fondo dello scrubber. La tecnologia dei wet scrubbers è da ritenersi pienamente collaudata, presenta sj_gnificativi costi di investimento (ma non superiori rispetto ad alt re) , ma soprattutto è in grad o di .Q.ttenere un- livella rnulta....el.e.Y..Q.tQ....d i~fficienk9_ di rimozio~ fino al 92-95..%., indispensabile per consentire l'utilizzo di carboni a tenore anche elevato di zolfo nel rispetto dei limiti di emissioni. L'efficienza di rimozione è condizionata dall'eccesso di sorbente gresente (ragp_ru:to_C:.a~),_ch~ d~e e.sser:e..supe.d.or..e_a.U~u.nità-W-...1.+ 1.2) per ottenere i valori pi1'1 elevati .

Sep.l.ratQrt

di goe:.t

Fig.A4.16: Schema di un sistema 'wet scrubber'. :;r"mario


A48

Una soluzione alternativa è costituita dai "dry scrubb~rs": in questo caso la soluzione è molt o più densa e l'acqua è evaporata a contatto con i fum i (da cui "dry"). Un buon funzionamento di questo processo richiede la calce idrata invece che calcare : la prima è più reattiva, ma certamente più costosa. Le principali reazioni sono:

Ca(OH)2 + S02 -> CaS03 + H20 CaS01+ 2H20 + 'i2 02 -> CaS04·2H20

(A4.5)

Le__p.a.l~e.r.LdLs..ur.ben.t.eJ..aagjto .e__ctj__ge.s__SQ_sJ20.Q_[_ecu Re rate a v a Ile d eli CLS.c.r:uhher con precipitatori elettrostatici o filtri a maniche (vedi prossimo par agrafo). Spesso si preferisce utilizzare un precipitatore elettrostatico anche prima del dry scrubber per recuperare separatamente le ceneri e per non aggravare l'apporto di solidi nello scrubber. ILge~so_Qrodotto_non è di qualità commerciale. Pertanto, a fronte di un costo di investimento inferiore, la tecnologia "dry" ha due significativi svanta ggi (necessità di calce invece _che ca lcare, prodotto non riutilizzabile) e un'efficienza di rimozione inferiore, seppur ancora piuttosto elevata (85%+90%), il che giustifica chiaramente il minor successo rispetto alla tecnolog ia "wet". Un ultimo sistema meritevole di segna lazione è l'iniezione di sorbente in ca ldaia: si tratta di un sistema relativamente semplice, che è -per ò recentemente oggetto di studi e sviluppi per superare il suo difetto principale che è la scarsa efficienza (50+ 70%), causata principalmente dai ridotti tempi di residenza . La finestra di temperatura per la massima reattività è attorno agli 8S0-;-900°C per la reazione:

(A4.6) analogamente a quanto avviene nei letti fluidi (che hanno però tempi di residenza lunghi); La CaO è prodotta per decomposizione della CaC03 (calcinazione) a temperature elevate (circa 1000°C). E' un sistema poco usat o in nuove real izzazioni, ma ha qualche importanza per la riqualificazione di impianti esistenti (retrofit).

A4 .3.4 _Rimozion_~ del _Qarticolato Con il termine generico 'particolato' si intendono le particelle solide di qual:. contenute nei gas di scarico, che sono di tipo inorganico, provenienti quindi dalle ceneri contenute nel carbone in quantità solitamente del 10+20%, oppure organico, a base di residui carboniosi da combustione incompleta. Essendo queste ultime in quantità trascurabili rispetto alle prime (almeno in condizioni di funzionamento ottimali), si tende a parlare per le centrali di rimozione di cene ri, o meglio di 'fly-ash', quelle leggere trasportate dai fum i (una quota, le 'bottom-ash', ricadono sul fondo della camera di combustione e sono più facilmente rimosse). Le tecnologie di riferimento nel trattamento di grandi volumi di gas combusti sono due: ~tipo

I precipitatori elettrostatici, noti co~P, il cui principio di funzionamento prevede la fo.r.maziO_lli! dL.un campo elettrico, ottenuto con differenze di pot enziale dell'ordine di_5_0.=.Jll.O_kV in corrente continua, sufficient e a conseguire la ionizzazioo~_g_s. Glijo_nj o.eg.a tivi, durante il loro moto, caricano negativamente le particelle solide, che migrano quindi sull'elettrodo ositivo, sul quale si scaricano, cadono verso il asso o sono rimosse con semplici sistemi meccanici) e si raccolgono in una tramoggia. Gli elettrQdi positivi sonQ_chjamatL...::d· r:ac;colta" e sono costituiti da piastre metalliche, quelli negativi sono chiamati ~~di- scarica" e


A49

sono solitamente dei fili in acciaio. Gli ESP operano normalmente a temperatu re inferiori a 200°C (a valle del preriscaldatore d'aria, vedi fig.A4.15), ma sono anche disponibili per temperature dell'ordine dei 300+350~. La loro capacità di rimozione è molto buona (>_22~~o) per polveri non particolarmente fini come il PMlO, ma scende per diametri inferiori (es: 95% per PMl) . Si tratta di sistemi caratterizzati da costi di investimento relativamente elevati, ma risultano contenuti i costi di manutenzione e hanno elevata affidabilità. Presentano ridotti consumi energetici, in virtù delle basse perdite di ca rico dei gas. Sono quindi i sistemi più diffusi nel mercato . I ft!tri in tessuto (FF : Eabric Filtecs). Si tratta appunto di borse ('bag') in tessuti .di _vada- r.latura (anche piuttosto sofisticati, come teflon rinforzati da fibre di vetro), sistemati in incastellature ('baghouse') che consentono la loro pulizia mediante scuotimenti o insufflamento di aria forzata in controcorrente rispetto al fl usso normale (fig.A4.17). Il loro punto di forza, rispetto agli ESP, sta in una rimozione ottimale anche per granulometrie molto fin i (es: >99.5_ancl}e p~.r_e_~l). La temperatura operativa dipende dal tipo di tessuto, ma avviene generalmente a basse temperature, <150°C. Un'umidità eccessiva pu_ò r~n9ere çollos_g__l e ceneri e ostaçolare la pulizia.T cost1 ai investimento sono inferiori o pari a quelli degli ESP, ma è maggioreìlCosto di O&M per la vita limitata dei filtri e p~per..dit~ .Qlsarico più elevate. Pure l'affidabilità è inferiore rispetto agli ESP. Nonostante questi svantaggi, gli EE sono però oggi considerati BREE (Best REEerenc~ch nolg_gy) soprattutto per la loro elevata efficienza nei confronti delle polveri sottili. Back·ffush phase

Operating phase

(:!r:t . .: .

Vi.! •:t_• :t

. .. .. ·....,.:

"':;. l • . - ~ ~~

3

,,

~~n "'-t :

-.= ; 7

7

:.

2 3

·:

8

1 Raw gas duct 2 Filter bags 3 Compartment caslng 4 Clean gas duct

1

5 Scavenging alr fan 6 Contro! valves 7 Oust hopper 8 Rotary valves

Fig.A4. 17: Principio di funzionamento di 'fabric filters '.

ASO


A4.3.5 Rimozione dei metalli pesanti e del mercurio

f'/J

I prodotti della combustione del carbone contengono, seppure con concentrazioni talvolta bassissime (dell'ordine di poche parti per miliardo), particelle di origine metallica , alcune delle quali di elevata tossicità. Molte di queste (As, B, Cd, Cr, Cu, Cr, Mo, Ni, Pb, Se, V, Zn) sono presenti allo stato solido e vengono rimosse dagli ESP (o dai FF) assieme al particolato di origine metallica meno pericoloso per la salute (Al, Ca, Fe, Mg, Si). Più difficile è la rimozione di composti a base di Cl, F e Hg, che non sono trattenuti, se non in parte, dagli ESP, essendo presenti in varie forme chimiche per lo più gassose. Gli alogeni, nelle forme prevalenti di HCI e HF, sono catturati con notevole efficienza dai desolforatori ad umido. Particolarmente importante e delicata la tematica del mercurio, essendo i suoi composti particolarmente tossici. Il mercurio si trova nei gas combusti in 0 varie forme: elementare (Hg , il più critico in termini di rimozione), ossidato (HgO) e legato con Cl o S (HgCh, HgS, HS02). Gli ultimi vengono rimossi con elevata efficienza dagli ESP, mentre i wet scrubber risultano piuttosto efficienti nella rimozione del mercurio ossidato. Perta nto un abbattimento delle emissioni di mercurio dell'ordine del 90% è ottenuta "gratuitamente" utilizzando dispositivi già presenti per la desolforazione e la rimozione delle polveri. Qualora ciò non fosse sufficiente (anche se non sono oggi vigenti nella Comunità Europea regolamentazioni in materia) è necessario ricorrere a tecniche quali: (i) filtri a letto di carboni attivi, (ii) iniezione di carboni attivi prima deii'ESP, (iii) adsorbimento su zeoliti o allumina impregnati con zolfo. Queste tecniche, applicate finora in pochi impianti di taglia commerciale, comportano un significativo aumento dei costi (legati al consumo e alla rigenerazione dei carboni attivi e delle zeoliti), in relazione alle grandi quantità di ~as da trattare e alle bassissime concentrazioni del mercurio, dell'ordine dei flg/m .

A 51


Appendice AS

ELENCO DELLE TURBINE A GAS PRESENTI SUL MERCATO

Turbine a gas per generazione di elettricità e loro prestazioni in condizioni ISO.

Modello GT8C2 GT11NM GT11N2 GT13E2 GT24 GT26 An saldo V64.3A V94.2(6) Energia V94.3A2 V94 3A4 GTU-2.5P Aviadvigatel GTU-4P GTU-6P GTU-12PG-2 GTU-16PER GTU-25PER CX501-KB3 Centrax CX501-KBS CX501-KNS CX501-KHS CX501-KB7 CXSQ1-KN7 Dresser-Rand KG2-3C KG2-3E GE Energy GES Aeroderivative GElO LM1600PE LM1600PE LM1600PD LM2000PS LM2000PS LM2000PJ LM2500PE LM2500PE LM2500PJ LM2500 STlG 50 LM2500+ 6Stg Costruttore Al sto m

Anno 1998 1997 1993 1993 1994 1994 1996 1981 1995 2004 1995 1997 2002 2004 2004 2004 1993 1992 1992 1992 1993 1993 1968 1989 1999 2000 1989 1989 TBD TBD TBD TBD 1981 1981 1981 1988 1997

Potenza ISO, RendimenPortata, to% kg/s kW 13 56300 33.86 17.6 196.8 87900 33.98 12.5 315.2 115400 33.63 15.5 399.1 36.40 172200 15.4 537.0 187700 36.89 32.0 444.9 281000 38 31 32 o 631 7 34.72 15.8 190.9 68500 34.41 11.8 508.8 166000 272000 38.52 17.4 655.8 39 1Q 279000 177 666 7 2SSQ 21 .10 5.9 25.6 24.00 7.3 29 .8 4130 6140 26.10 8.5 32.6 15.9 32.60 45.9 12300 16400 34.80 19.5 56.1 2485Q 3780 277 BO 2 25.10 8.0 12.8 2691 3943 29.03 10.2 15.7 30.88 10.7 16.3 4499 39.91 17.9 12.3 6340 5344 32.08 13.5 21.Q 5785 33 53 14 o 21 6 16.10 3.9 12.8 1499 15 Q 16 71 47 1895 30.70 5505 14.8 19.6 31.23 15.8 48.1 11252 13748 35.01 20.2 47.3 33.81 21.3 49.8 14898 13776 34.87 20.1 47.1 17674 34.90 16.0 64 .4 33.81 16.5 66.2 18363 17855 34.52 15.9 63 .6 22346 35.44 18.0 69.7 23060 33.99 16.5 66.4 21719 35.36 17.6 68.7 76.0 39.35 19.4 26463 37.19 22 6 87.8 29244

Temp.gas

c

o

507.8 502.2 531.1 522.2 612.2 615 o 588.9 546.1 575.0 577 2 361.1 413.9 492.2 496.1 495.0 471 l 571.1 558.9 552.8 527.2 502.8 490 Q 570.0 548 9 573.9 480.6 490.6 478.9 497.8 478.9 463.3 496. 1 538.3 464.4 533.3 497.2 520.0

RPM note 6219 3600 3600 3000 3600 RH 3000 RH 30/3600 3000 3000 3QOO 5500 5500 6925 6500 5300 5QOO 12857 14571 14571 14571 STIG 14571 14571 18000 188QQ 16630 11000 7900 7900 Wl 7900 3000 3000 Wl 3000 3000 3000 Wl 3000 3000 STlG 3000

A 52

Turbine a g_as e cicli combinati

Potenza ISO, Rendimen-

Costrutto ce

~od ello

8DDQ GE Energy LM2500+ 6Stg 1997 Aeroderìvative LM2500+ 6Stg 1997 LM2500+ 2Stg 2002 LM2500+ 2Stg 2002 LM2500+ 2Stg 2002 LM6000PC 1992 LM6000PC 1992 LM6000PC sprint 1997 LM6000PC sprint 1997 LM6000PD 1994 LM6000PD sprìnt 2003 LMS100PA 2005 LMS100PA 2005 LMS100PA 2005 lMSlOO~B 2005 GE Energy PG6581(B) 1999 PG6591C 2003 Heavy Duty PG6111(FA) 2003 PG6111(FA) 2003 PG7121{EA) 1984 PG7241(FA) 1994 1992 PG91171(E) PG9351{FA) 1996 L~160Q~8 1988 GTES-4 Iskra 1999 energetìka GTES-6 2001 GTES-12 2001 GTES-l 6 2001 Kawasakì 62A-01 1979 Heavy Ind. M1A-11 1989 M1A-13X 2001 M1A-13 1989 M1A-13D 1995 M1A-13CC 1989 M1A-13CC 1989 M1A-23 1991 MlT-13 1989 M1T-13D 1995 MlT-23 1991 M7A-01 1993 M7A-01S 1996 M7A-02 1997 M7A-01D 1993 M7A-02D 1997 2QQl 1208 MAN Turbo THM1203A 1979 1999 THM1304-9 THM1304-10 1980 1999 THM1304-11 THM1304-12 2004 FT8 PowerPac 1990 EHl~ iDEil!;;

122Q

kW

to 0LQ

Il

29275 29921 30349 33507 30057 42890 42519 46757 50041 41711 46903 98894 102843 102564 9Z8Z8 42100 42300 75900 75900 85100 171700 126100 255600 13900 4100 6200 12000 lfiQQQ 648 1240 1424 1474 1475 1302 2299 2043 2903 2907 4050 5512 6545 6912 5381 6721

35.40 37.12 39.79 38.22 39.65 41.76 39.82 41.95 40.34 40.76 41.26 45.13 43.82 46.93

22.8 23. 1 21.5 22.9 21.4 29.2 29.2 30.5 31.5 29.3 30.9 40.0 41.0 41.0

~s

03

~o

a

Temp.gas o

c

488.3 527.8 499.4 486.1 500.6 436.1 415.6 439.4 433.9 447.8 445.6 416.7 406.7 395.0 ~lZ B 547.8 573.9 602.8 603.3 536.1 601 .1 542.8 602.2

22 3

~z

7.1 8.7 15.8 199 8.5 9.3 9.6 9.4 9 .5 7.6 8 .9 11.4 9.4 9.5 11.4 12.7 12.7 15.9 12.7 15.9 18 Q 7.8 9.6 10.0 11.3 11.0 19.3

29.5 33.5 47.1 5Z l 5.1 8.1 7.9 8.0 7.9 7.7 8 .6 9.8 16.1 15.9 19.6 21.8 22.2 27.0 21.8 27.0

5760 8640 9320 10760 11520 25490

32.07 36.27 34.97 34.84 32.72 36.46 33.79 36.90 33 69 24.15 26.70 33.32 3~ BZ 19.83 23.16 23.72 24.23 23.99 21.71 32.02 24.75 23.86 23.64 24.54 29.60 33.34 30.50 29.30 30.30 3~ 31 22.48 27.66 28.04 29.78 30.57 38.13

35.4 45.4 45.4 49.0 49.0 84.8

422.2 477.8 470.0 ~82 2 473.9 463.9 525.0 520.0 530.0 552.8 578.9 568.9 520.0 530.0 568.9 545.0 527.2 522.2 542.2 522.2 5~ 5 Q 515.0 492.2 500.0 505.0 505.0 457.2

SlJSQ

J!lJ2

12 J

l!i2 !i

~sz

lZfi~Q

12.2 19.0 15.6 15.7 12.7 16.0 12.6 17.0

Portata, kgls 89.3 88.5 84.3 89.3 83.8 128.6 129.9 132.9 136.8 126.7 132.6 207.6 213 .1 214.6 2QH 141.0 117.0 202.7 203.6 293.9 444.9 418.1 640.8

o

sz z

~90.0

R~M

3000 3000 6100 6100 6100 3627 3627 3627 3627 3627 3627 3000 3000 3000 3QQO 5163 7100 5231 5254 3600 3600 3000 3000 ZQQQ 55/3000 55/3000 65/3000 55l3QOQ 15/ 1800 15/1800 15/ 1800 15/1800 15/1800 15/ 1800 15/ 1800 15/ 1800 15/1800 15/ 1800 15/1800 15/1800 15/1800 15/1800 15/ 1800 15/1800 3Ql 3600 7750 8600 8600 8600 8600 30/3600

2- JQlJ!iQQ

DOte

wr

wr Wl WI

re I C-Wl IC-STIG

IC

50 Hz 60Hz

STIG


Costwttore Mitsubishi Heavy Ind.

\'II

:II

:c

:c-wr

50 Hz 60 Hz

Modello ASE40 ASESO MF-61 MF-111 MFT-8 MF-221 M501 M501F M501G M701 M701F M701G Mitsui Eng. 585 & Shipbuilding 5815 5830E 5860-2 5860-1 58120 MotorSichTV3-137 Progress AI-20DME GTE-5.3-M5 GTE-8-MS NK-Engines HK-143 HK-39 HK-37 OPRA OP16-2AG OP16-2AL OP16-2HD Pratt&Whitney ST6L-795 Power ST6L-816 5ystems 5T18A ST40 5wiftPac 4 MobilePac FT8 PowerPac FT8 TwinPac SwiftPac 25 SwiftPac 50 FT8-3 PowerPac ETS-3 TwinPac Rolls-Royce 501-K85S 501-KB7S 501-KH5 RB211-6562 RB211-6762 RB211-6761 TRENT 60 DLE TRENT 60 DLE TRENT60WLE JRENT 60 WLE

Anno 1996 1999 1989 1985 1994 1994 1980 1989 1997 1981 1992 1997 1987 1986 1995 1981 1988 1985 1999 1991 1997 2001 1995 1995 1993 2003 2002 2004 1986 1978 1995 1999 2003 2005 1990 1990 2003 2003 1990 1990 1990 1992 1982 1993 1999 2000 1996 1996 2001 2001

Potenza ISO, RendimenPortata, p kW to % kg/s 12.6 27.20 8.4 3137 3532 29.61 10.2 13.8 15.0 28.66 5925 27.2 14570 30.97 15.0 54.9 26780 38.70 21.0 86.2 30000 31.99 15.0 107.9 113950 34.90 14.0 346.0 185400 36.98 16.0 458.5 267500 39.10 20.0 598.6 144090 34.79 14.0 440.8 278300 38.74 17.0 649.4 334000 39 55 21 o 737 o 1080 25.49 10.0 5.0 2720 25.60 10.0 14.5 7330 27.98 12.5 32.9 12490 29.50 12.1 55.3 13750 29.70 13.2 59.4 23000 30 so 11 7 102 Q 1100 24.99 7.5 7.3 2500 23.99 9.0 19.4 5300 30.99 15.3 31.9 8000 31 79 17 5 36 8 11.3 10000 33.01 39.7 16000 38.00 25.9 54.4 25000 36 40 23 l 101 l 1860 26.21 6.7 8.7 6.7 1730 25.71 8.7 26 91 67 87 1910 24.69 7.4 3.2 678 848 26.06 8.5 3.9 1951 30.37 14.0 8.0 4039 33.10 16.9 13.9 31.79 16.9 13.9 3880 24957 37.78 19.3 84.8 84.8 38.13 19.3 25490 51350 38.39 19.3 169.6 38.09 19.5 84.8 25455 51235 38.33 19 .5 169.5 27970 38.35 20.2 87.5 38 61 20 2 1751 56340 3897 29.05 10.3 15.4 5245 31.46 13.9 21.1 6447 40.11 12.5 18.4 27520 36.25 20.8 91.6 21.5 29500 37.69 95.7 32120 39.32 21.5 94.3 51504 42.12 33.0 151.5 51685 34.0 154.6 41.94 58000 40.89 36.0 165.5 58000 40.94 35.0 162 4

A 53

Temp.gas

oç

600.6 562.2 496.1 530.0 463.9 532.8 542.8 613.3 600 .6 542.2 600.6 5872 492.2 491.1 502.2 455. 1 492.2 475 Q 421.1 520.0 431.1 452 2 ND 442.8 425 Q 558.9 542.2 553 9 588.9 566. 1 532.2 543.9 543.9 457.2 457.2 457.2 457.8 457.8 478.3 478 3 560.0 497.8 530.0 500.0 493.3 503.3 444.4 440.6 423.3 4294

RPM note 15400 15400 13800 9660 5000 7200 3600 3600 3600 3000 3000 3000 26600 13070 11380 5680 6780 5070 15000 12300 8560 8560 30/3600 30/3600 30/3600 15/1800 15/ 1800 15/1800 33000 33000 18900 14875 14875 30/ 3600 30/ 3600 30/3600 30/ 3600 30/3600 30/3600 30/3600 14200 14600 14600 STIG 4800 4800 4850 3000 3600 3000 3600

A 54

Costruttore Siemens Power Generation

Modello SGT-100 SGT-100 SGT-100 SGT-100 SGT-200 SGT-300 SGT-400 SGT-500 SGT-600 SGT-700 SGT-800 SGT-900 SGT-1000F SGT6-3000E SGTS-2000E SGT6-5000F SGT6-3000E SGT6-3000G SGT6-4000E Salar Turbines SATURN 20 CENTAUR 40 CENTAUR 50 MERCURY 50 TAURUS 60 TAURUS 65 TAU RUS 70 MARS 100 illAN 130 TITAN 130 mob Turbomeca MAKILA MODEL 1800 TM 4000 TM 5000 ZoryaUGT-2500 Mashproekt UGT-6000 UGT-6000+ UGT-10000 UGT-10000stig UGT-16000 UGT-15000 UGT-15000+ UGT-15000stig UGT-25000

n: @ cv~,


Potenza ISO, RendimenPortata, kgfs Anno kW to. % p 1989 4350 30.02 13.0 17.7 4700 30.18 14.1 1989 19.0 1997 5050 30.22 14.3 19.5 1998 / 5250 30.47 14.8 20.9 1981 6750 31.53 12.3 29.5 7900 31.21 13.8 29.9 1995 12900 34.77 16.9 39 .5 1997 1968 17000 32.20 12.0 92.3 1981 24770 34.18 14.0 80.4 1999 29060 36.00 18.0 91.2 1998 45000 37.04 19.3 130.2 1982 49500 32.66 15.3 175.1 1996 67700 35.08 15.8 191.4 120500 34.68 14.2 385.0 1993 1981 163300 34.46 11.8 527.0 1989 198300 37.99 17.4 499.8 1997 188200 36.46 13.4 518.8 266300 39.30 20.1 601.8 1994 1995 278000 39 l l 172 670 7 1985 1200 24.34 6.8 6.5 27.88 1992 3520 9.8 19.0 1993 4600 29.35 10.6 19.1 38.50 1997 4600 9.9 17.8 31.51 12.5 21.7 1993 5670 2005 15.0 19.6 6000 32.90 16.1 1994 33.79 26.9 7520 1994 32.46 17.4 41.8 10690 16.0 49.8 1998 35.20 15000 16 o 49 8 2005 35 20 15000 1988 1050 27.13 9.6 5.4 2007 1800 36.12 7.9 9.0 1999 3890 29.15 ND ND 1999 ND ND 5250 31 05 1992 28.51 12.0 14.9 2850 1978 31.0 31.51 13.9 6700 1997 15.7 33.6 33.14 8300 1998 36.15 19.6 37.4 10700 1998 20.0 44.8 42.98 16000 1980 12.8 98.9 31.96 17000 19 .6 72.1 1988 35.01 17500 19.4 73.9 1998 36.00 20000 1995 41.98 17.9 72.7 25000 1993 36.66 21.8 89.8 26700

Temp.gas 0

(

527.2 523.9 546.1 530.0 466.1 537.2 555.0 375.0 542.8 517.8 538.3 513.9 582.8 530.0 542.2 576.7 581.1 597.8 5822 504.4 443.3 510.0 373.9 510.0 547.2 485.0 487.8 496.1 496 l 505.0 350.0 560.0 520 o 435.0 420.0 442 .2 457.8 450 .0 345.0 412.2 412.2 440.0 465.0

RPM note 16500 17384 17384 17384 11053 14010 9500 30/3600 7700 6500 6600 5425 5400 3600 3000 3600 3000 3600 3000 22516 14950 14950 14186 REC 14951 14950 15200 11168 11170 11170 15/1800 22500 REC 15/1800 l 5/1800 18/3000 3000 3000 3000 4800 STIG 30/3600 30/3600 30/3600 3000 STIG 30/3600

Legenda per le note: STIG= iniezione di vapore , per aumento potenza e abbattifinto NOx, Wl= iniezione acqua per abbattiment o NOx, RH= doppia combustione, REC= ·i~fu rigenerativo, IC= ciclo inter-refrigerato. 1 ·l i~l Dati tratti da Gas Tu rbine World 2005 Performance Specs, Pequot Publishing ~~·~.,~"~r'~"·'~·l!.~cf, Fairfield, CT, USA. Nel caso la stessa macchina venga offerta da più fornitori, il dati MtLNC [ ortati sono solo quelli relativi aii 'OEM (Originai Eq ui pment Manufacturer) . Si ringrazia Claudio Basilico e Giuseppe Monticelli per il paziente lavoro di introduzione dei dati.

AreaS.B.A. Biblioteca Centrale 4\ Ingegneria

64105

Turbine a Gas e Cicli Combinati -Lozza

Recommend Documents