Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
ESERCITAZIONI DI CENTRALI
TURBOGAS E CICLI COMBINATI
Esercitazione 1
Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas
Esercitazione 2
Metodi per aumentare l’efficienza dei cicli combinati riducendo la temperatura
dell’aria aspirata dal turbogas
Esercitazione 3
Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F
Esercitazione 4
Ciclo combinato con turbina a gas SIEMENS V94.3A
Esercitazione 5
Ciclo combinato multi-shaft con 2 turbine a gas GE MS9001FA
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Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 1
Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas
1. Premessa
Le turbine a gas in ciclo semplice hanno oggi raggiunto prestazioni e rendimenti significativi.
Tuttavia ciò è stato ottenuto sulla spinta di un forte sviluppo 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.
Per ridurre l’impatto di queste caratteristiche non positive sono possibili alcuni interventi sul ciclo
termodinamico, anche se, attualmente, nelle applicazioni industriali si preferisce un ciclo semplice
ad alta tecnologia in luogo di un ciclo complesso con prestazioni più avanzate.
Una prima variante del ciclo della turbina a gas è la cosiddetta rigenerazione, ossia l’inserimento,
tra compressore e combustore, di uno scambiatore di calore (rigeneratore) che preriscalda l’aria
comburente prelevando calore dai gas di scarico prima di rilasciarli all’ambiente.
Se si considerasse il ciclo ideale rigenerativo (gas perfetto e rigeneratore ideale, ossia senza perdite
e con scambi di calore in ogni punto della trasformazione sotto differenze di temperatura
infinitesime), si avrebbe che T2=T6 e T4=T5. In tali condizioni il lavoro della turbina e del
compressore rimarrebbero inalterati, mentre verrebbe ridotto il calore entrante nel ciclo, poiché
sarebbe necessario passare da T5 a T3 anziché da T2 a T3: il rendimento del ciclo aumenterebbe.
Nel caso reale, a causa delle perdite e per la irreversibilità dello scambio nel rigeneratore, il
miglioramento di rendimento risulta ridotto.
Una seconda operazione atta a migliorare le prestazioni del ciclo a gas è la compressione
interrefrigerata. La compressione è realizzata in due fasi, intercalate da uno scambiatore di calore
(intercooler) che riduce la temperatura intermedia. L’interrefrigerazione è pratica comune nei
compressori industriali: lo scopo è quello di diminuire il lavoro di compressione necessario per
portare il gas da p1 a p2, operazione resa possibile dalla diminuzione del volume specifico del gas
per effetto dell’abbassamento di temperatura ottenuto nell’intercooler.
Una terza variante del ciclo a gas è la ricombustione, che consiste in un’espansione in turbina
frazionata e intercalata da un secondo processo di combustione.
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Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Come l’interrefrigerazione ha lo scopo di diminuire il lavoro del compressore, così la ricombustione
permette di aumentare il lavoro della turbina, presentando alla turbina di bassa pressione un fluido a
volume specifico incrementato dal riscaldamento conseguente alla seconda combustione.
E’ bene ricordare che l’eccesso d’aria presente nella combustione primaria delle turbine a gas è tale
da offrire ampia disponibilità di ossigeno per la seconda combustione.
I tre interventi sul ciclo semplice possono essere utilizzati in varie combinazioni tra loro.
I vantaggi ottenuti in termini di aumento di rendimento e lavoro specifico sono controbilanciati da
maggiori complessità e onerosità impiantistiche.
Considerando che è possibile operare anche più di una interrefrigerazione o più di una
ricombustione, si tende verso il ciclo di Ericsson, composto da due isoterme e da due isobare.
Il ciclo di Ericsson verrebbe approssimato da un ciclo a gas con infinite interrefrigerazioni
(compressione isoterma) ed espansioni (espansione isoterma) e uno scambio di calore rigenerativo
tra le due isobare, lungo le quali non si scambia pertanto calore con l’esterno.
Il rendimento del ciclo sarebbe dunque pari a quello di Carnot.
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Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2. Applicazione pratica
Sulla base di quanto esposto in premessa, si vogliono migliorare le prestazioni di una turbina a gas
agendo semplicemente sul suo ciclo termodinamico.
Si suppone di intervenire sul compressore e sull’espansore del turbogas.
Si inietta nel compressore una certa quantità di acqua: essa, raggiunta la temperatura di saturazione,
vaporizza ed assorbe calore dall’aria circostante provocando di conseguenza un deciso
raffreddamento dell’aria elaborata dal compressore.
Agendo nello stesso modo, ma utilizzando combustibile iniettato in corrispondenza delle palettature
fisse di turbina, si provoca dopo ogni espansione nelle palettature rotanti un continuo
risurriscaldamento dei gas.
Si ottiene in questo modo un’efficace rigenerazione del fluido motore, sia in fase di compressione
che in fase di espansione.
Se con la modifica proposta si mantiene uguale la potenza utile del turbogas, la temperatura dei gas
all’ingresso in turbina sarà decisamente inferiore.
Sarà così possibile eliminare parzialmente o totalmente il sistema di raffreddamento delle parti
calde di turbina mediante aria spillata dal compressore; si otterrà in tal modo un notevole
miglioramento nelle prestazioni della macchina.
Poiché si hanno allo scarico turbina temperature dei gas ancora elevate, è assolutamente importante
recuperare tale calore con uno scambiatore R1 che provvederà a trasferirlo in buona parte all’aria
compressa in uscita dal compressore.
In impianti di cogenerazione è possibile recuperare ulteriormente il calore residuo dei gas tramite
uno scambiatore R3, migliorando ancora il rendimento globale dell’impianto.
E’ possibile vedere, con tabelle e grafici, l’effetto delle modifiche sopra descritte.
La turbina a gas presa in esame è una turbina da 125 MW, costruita da FIAT Avio negli anni ’90.
5
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
DATI TECNICI DI TARGA DEL TURBOGAS
Turbina a gas
Potenza carico base / picco
Velocità
Portata combustibile
Numero combustori
Rendimento al carico di base
128,3 / 138,4 MW
3000 giri/min
8,32 kg/s
18
33,9%
Compressore
Numero stadi
Rapporto di compressione
Portata aria
Temperatura aria uscita
Potenza assorbita
19
14/1
443 kg/s
379°C
167 MW
Espansore
Numero stadi
Temp. ingresso carico base / picco
Portata gas allo scarico
Temperatura gas allo scarico
4
1162 / 1208°C
453 kg/s
495°C
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Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
La trasformazione termodinamica dell’aria all’interno del compressore è rappresentabile
numericamente con l’allegato 1A per la situazione ante-modifica e con l’allegato 1B con l’iniezione
dell’acqua nelle palettature fisse. Il raffronto tra le due tabelle indica una sostanziale uguaglianza di
energia spesa per la compressione ma indica anche, con l’iniezione d’acqua, un aumento della
portata e un’accentuata diminuzione di temperatura dell’aria all’uscita del compressore.
ALLEGATO 1A
COMPRESSIONE ARIA SENZA RAFFREDDAMENTO
======================================
DATI DI INGRESSO E GENERALI DEL COMPRESSORE:
TEMPERATURA
PRESSIONE
ENTALPIA
ENTROPIA
PORTATA ARIA
RAPPORTO DI COMPRESSIONE STADIO
RENDIMENTO POLIENTROPICO
(A)
N°
(B)
bar
(C)
°K
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
1.14
1.32
1.51
1.74
2
2.3
2.64
3.03
3.49
4.01
4.61
5.29
6.08
6.99
8.03
9.23
10.61
12.19
14.01
307
326.1
345.2
364.3
383.4
402.5
421.6
440.7
459.8
478.8
497.9
517
536.1
555.2
574.3
593.4
612.5
631.6
650.7
(A)
(B)
(C)
(D)
(E)
(F)
(G)
(H)
(I)
(L)
(M)
(N)
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
(D)
°K
302.3
321.4
340.4
359.5
378.6
397.7
416.8
435.9
455
474.1
493.2
512.3
531.3
550.4
569.5
588.6
607.7
626.8
645.9
288°K
1 bar
288 kJ/kg
6.836 kJ/kg°K
1620 t/h (450 Kg/s)
1,14905
75%
(E)
kJ/kg°K
(F)
°K
(G)
°K
(H)
kJ/kg°K
6.849
6.863
6.876
6.889
6.903
6.916
6.929
6.943
6.956
6.97
6.983
6.996
7.01
7.023
7.036
7.05
7.063
7.076
7.09
307
326.1
345.2
364.3
383.4
402.5
421.6
440.7
459.8
478.8
497.9
517
536.1
555.2
574.3
593.4
612.5
631.6
650.7
376.5
380.9
385.3
390.3
395.6
400.8
406
410.5
414.1
416.2
422.1
428.2
434.2
439.9
444.7
448.8
455.3
461.5
467.3
6.849
6.863
6.876
6.889
6.903
6.916
6.929
6.943
6.956
6.97
6.983
6.996
7.01
7.023
7.036
7.05
7.063
7.076
7.09
(I)
(L)
kJ/kg kJ/kg
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
38.1
57.2
76.3
95.4
114.5
133.6
152.7
171.8
190.8
209.9
229
248.1
267.2
286.3
305.4
324.5
343.6
362.7
(M)
(N)
kJ/kg kg/h
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
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0
0
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0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
N° DELLO STADIO DI COMPRESSIONE
PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE
TEMPERATURA RAGGIUNTA DALL'ARIA DOPO LA COMPRESSIONE
TEMPERATURA TEORICA A COMPRESSIONE ISOENTROPICA
ENTROPIA DOPO LA COMPRESSIONE
TEMPERATURA D'INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA
TEMPERATURA DI SATURAZIONE DELL'ACQUA ALLA PRESSIONE (B)
ENTROPIA DI INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA
ENERGIA SPESA PER LA COMPRESSIONE NEL SINGOLO STADIO
ENERGIA PROGRESSIVA SPESA PER LA COMPRESSIONE
CALORE PROGRESSIVO ASSORBITO DALLA VAPORIZZAZIONE DELL'ACQUA
PORTATA PROGRESSIVA DELL'ACQUA DI RAFFREDDAMENTO
7
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione
(ante-modifica)
8
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
ALLEGATO 1B
COMPRESSIONE CON ARIA RAFFREDDATA DA INIEZIONE D’ACQUA
========================================================
DATI DI INGRESSO E GENERALI DEL COMPRESSORE:
TEMPERATURA
PRESSIONE
ENTALPIA
ENTROPIA
PORTATA ARIA
RAPPORTO DI COMPRESSIONE STADIO
RENDIMENTO POLIENTROPICO
(A)
N°
(B)
bar
(C)
°K
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
1.14
1.32
1.51
1.74
2
2.3
2.64
3.03
3.49
4.01
4.61
5.29
6.08
6.99
8.03
9.23
10.61
12.19
14.01
307
326.1
345.2
364.3
383.4
402.5
419.9
425
429.6
433.2
435.2
441.2
447.2
453.3
459
463.8
467.9
474.4
480.6
(A)
(B)
(C)
(D)
(E)
(F)
(G)
(H)
(I)
(L)
(M)
(N)
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
(D)
°K
302.3
321.4
340.4
359.5
378.6
397.7
415.2
420.3
424.9
428.5
430.5
436.4
442.5
448.5
454.2
459
463.1
469.6
475.9
(E)
(F)
kJ/kg°K °K
6.849
6.863
6.876
6.889
6.903
6.916
6.925
6.899
6.872
6.842
6.807
6.784
6.761
6.738
6.713
6.687
6.658
6.636
6.614
307
326.1
345.2
364.3
383.4
400.8
406
410.5
414.1
416.2
422.1
428.2
434.2
439.9
444.7
448.8
455.3
461.5
467.3
(G)
°K
288°K
1 bar
288 kJ/kg
6,836 kJ/kg°K
1630,8 kg/h
1,14905
75%
(H)
kJ/kg°K
376.5
380.9
385.3
390.3
395.6
400.8
406
410.5
414.1
416.2
422.1
428.2
434.2
439.9
444.7
448.8
455.3
461.5
467.3
6.849
6.863
6.876
6.889
6.903
6.911
6.886
6.858
6.828
6.794
6.77
6.747
6.724
6.7
6.674
6.645
6.623
6.6
6.576
(I)
kJ/kg
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
19
(L)
kJ/kg
19
38.1
57.2
76.3
95.4
114.5
133.6
152.7
171.8
190.8
209.9
229
248.1
267.2
286.3
305.4
324.5
343.6
362.7
(M)
N)
kJ/kg kg/h
0
0
0
0
0
1
15
30
45
62
75
88
101
115
129
144
157
170
183
0
0
0
0
0
0
5
11
16
23
27
32
37
42
47
52
57
62
66
N° DELLO STADIO DI COMPRESSIONE
PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE
TEMPERATURA RAGGIUNTA DALL'ARIA DOPO LA COMPRESSIONE
TEMPERATURA TEORICA A COMPRESSIONE ISOENTROPICA
ENTROPIA DOPO LA COMPRESSIONE
TEMPERATURA D'INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA
TEMPERATURA DI SATURAZIONE DELL'ACQUA ALLA PRESSIONE (B)
ENTROPIA DI INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA
ENERGIA SPESA PER LA COMPRESSIONE NEL SINGOLO STADIO
ENERGIA PROGRESSIVA SPESA PER LA COMPRESSIONE
CALORE PROGRESSIVO ASSORBITO DALLA VAPORIZZAZIONE DELL'ACQUA
PORTATA PROGRESSIVA DELL'ACQUA DI RAFFREDDAMENTO
9
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione
(modifica con iniezione d’acqua)
10
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
La trasformazione termodinamica dei gas all’interno della turbina è rappresentata numericamente
con l’allegato 2A per la situazione attuale e con l’allegato 2B con l’iniezione del combustibile
durante l’espansione.
Il raffronto tra le due tabelle indica una consistente differenza di energia ottenuta con la
rigenerazione del fluido (circa 235 kJ/kg).
ALLEGATO 2A
FASE DI ESPANSIONE IN TURBINA SENZA RISCALDAMENTO DEL FLUIDO
============================================================
DATI DI INGRESSO E GENERALI DI TURBINA:
TEMPERATURA
PRESSIONE
ENTALPIA
ENTROPIA
PORTATA
RAPPORTO DI ESPANSIONE STADIO
RENDIMENTO POLIENTROPICO
(A)
N°
(B)
bar
1
2
3
4
7.09
3.73
1.96
1.03
(A)
(B)
(C)
(D)
(E)
(F)
(G)
(H)
(I)
(L)
(M)
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
(C)
(D)
(E)
°C kcal/kg°C kJ/kg
929.2
764.9
619.1
492.4
7.15
7.24
7.33
7.42
1005.1
816.9
652
512.3
(F)
(G)
°C kcal/kg°C
928.1
764.1
618.4
491.8
7.15
7.24
7.33
1160°C
13,47 bar
1269,5 kJ/kg
7,06 kcal/kg°C
1620 t/h
1,9
93,33%
(H)
kJ/kg
264.4
188.1
164.9
139.7
(I)
(L)
(M)
kJ/kg kJ/kg kJ/Kg
264.4
452.6
617.5
757.2
0
0
0
0
0
0
0
0
N° DELLO STADIO D'ESPANSIONE
PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE
TEMPERATURA RAGGIUNTA DAL GAS DOPO L'ESPANSIONE
ENTROPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE
ENTALPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE
TEMPERATURA TEORICA AD ESPANSIONE ISOENTROPICA
ENTROPIA DEL GAS DOPO IL RISCALDAMENTO
ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE NEL SINGOLO STADIO
ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE PROGRESSIVA
CALORE SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS NEL SINGOLO STADIO
CALORE PROGRESSIVO SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS
11
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione
(ante-modifica)
12
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
ALLEGATO 2B
FASE DI ESPANSIONE IN TURBINA CON RISCALDAMENTO CONTINUO DEL FLUIDO
===================================================================
DATI DI INGRESSO E GENERALI DI TURBINA:
TEMPERATURA
PRESSIONE
ENTALPIA
ENTROPIA
PORTATA
RAPPORTO DI ESPANSIONE STADIO
RENDIMENTO POLIENTROPICO
(A)
N°
(B)
bar
1
2
3
4
7.09
3.73
1.96
1.03
(A)
(B)
(C)
(D)
(E)
(F)
(G)
(H)
(I)
(L)
(M)
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
(C)
(D)
(E)
°C kcal/kg°C kJ/kg
943.6
943.6
943.6
943.6
7.15
8.42
9.69
10.96
1021.6
1021.6
1021.6
1021.6
1160°C
13,47 bar
1269,5 kJ/kg
7,06 kcal/kg°C
1739,9 kg/h
1,9
93,33%
(F)
(G)
°C kcal/kg°C
(H)
kJ/kg
928.1
928.1
928.1
928.1
247.8
247.8
247.8
247.8
8.32
9.59
10.86
(I)
kJ/kg
247.8
495.7
743.6
991.5
(L)
kJ/kg
247.8
247.8
247.8
(M)
kJ/kg
247.8
495.7
743.6
N° DELLO STADIO D'ESPANSIONE
PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE
TEMPERATURA RAGGIUNTA DAL GAS DOPO L'ESPANSIONE
ENTROPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE
ENTALPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE
TEMPERATURA TEORICA AD ESPANSIONE ISOENTROPICA
ENTROPIA DEL GAS DOPO IL RISCALDAMENTO
ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE NEL SINGOLO STADIO
ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE PROGRESSIVA
CALORE SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS NEL SINGOLO STADIO
CALORE PROGRESSIVO SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS
13
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione
(con iniezione di combustibile)
14
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Nell’allegato 3A vengono riportati sinteticamente i dati di funzionamento della macchina nelle
condizioni attuali e con riferimento al sinottico 4A.
Viene altresì calcolato il rendimento d’impianto nelle possibili situazioni realizzabili.
ALLEGATO 3A
SINTESI DI BILANCIO TERMICO SENZA RIGENERAZIONE E COMPRENSIVO DI PERDITE
========================================================================
CALCOLI RIFERITI ALL'UNITA' DI PESO DELL'ARIA
--------------------------------------------CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4
CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI
ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE
ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE
ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO
ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2%
kJ/kg
881,3
0
362,7
757,2
394,5
386,6
kcal/kg
210,5
0
86,6
180,8
94,2
92,3
CALCOLI CON PORTATA COMPRESSORE DI 1620 t/h E ALLA TURBINA DI 1620 t/h
===================================================================
CALORE ORARIO DA DARE CON IL COMBUSTIBILE
1427776 MJ/h
341018
CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI
0 MJ/h
0
POTENZA RICHIESTA PER LA COMPRESSIONE
163 MW
POTENZA OTTENUTA CON L'ESPANSIONE IN TURBINA
340 MW
POTENZA DISPONIBILE CON PERD. MECC. DEL 2%
173 MW
CALORE ORARIO CORRISPONDENTE
626373 MJ/h
149606
POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
134 MW
CALORE ORARIO CORRISPONDENTE
483560 MJ/h
115496
CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO
============================================
CONSUMO SPECIFICO LORDO
CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR. TURBINA
RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
Mcal/h
Mcal/h
Mcal/h
Mcal/h
8207 kJ/kWh 1960 kcal/kWh
10631 kJ/kWh 2539 kcal/kWh
43,8%
33,8%
RENDIMENTO TRA CALORE SPESO E CARICO GENERATO + CALORE RECUPERATO CON R3
========================================================================
RENDIMENTO TERMICO GLOBALE SENZA PERDITE DA RAFFREDD.
43,8%
RENDIMENTO TERMICO GLOBALE CON PERDITE DA RAFFREDD.
33,8%
15
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Nell’allegato 3B vengono riportati sinteticamente i dati di funzionamento dell’impianto nelle
condizioni modificate e con riferimento al sinottico 4B.
Viene altresì calcolato il rendimento d’impianto nelle possibili situazioni realizzabili.
ALLEGATO 3B
SINTESI DI BILANCIO TERMICO CON RIGENERAZIONE E COMPRENSIVO DI PERDITE
======================================================================
CALCOLI RIFERITI ALL'UNITA' DI PESO DELL'ARIA
--------------------------------------------CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4
CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI
ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE
ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE
ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO
ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2%
kJ/kg
1048,8
126,9
362,7
991,5
628,8
616,3
kcal/kg
250,5
30,3
86,6
236,8
150,2
147,2
CALCOLI CON PORTATA COMPRESSORE DI 1673 kg/h E TURBINA DI 1739 kg/h
===================================================================
CALORE ORARIO DA DARE CON IL COMBUSTIBILE
1824989 kJ/h
435891
CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI
220920 kJ/h
52765
POTENZA RICHIESTA PER LA COMPRESSIONE
168 kW
POTENZA OTTENUTA CON L'ESPANSIONE IN TURBINA
479 kW
POTENZA DISPONIBILE CON PERD. MECC. DEL 2%
304 kW
CALORE ORARIO CORRISPONDENTE
1095799 kJ/h
261727
POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
234 kW
CALORE ORARIO CORRISPONDENTE
845956 kJ/h
202053
CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO
============================================
CONSUMO SPECIFICO LORDO
CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR.TURBINA
RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA
kcal/h
kcal/h
kcal/h
kcal/h
5996 kJ/KWh 1432 kcal/kWh
7767 kJ/KWh 1855 kcal/kWh
60%
46,3%
RENDIMENTO TRA CALORE SPESO E CARICO GENERATO + CALORE RECUPERATO CON R3
========================================================================
RENDIMENTO TERMICO GLOBALE SENZA PERDITE DA RAFFREDD.
72,1%
RENDIMENTO TERMICO GLOBALE CON PERDITE DA RAFFREDD.
58,4%
16
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in condizioni attuali
(1)
(2)
(3)
(4)
(5)
(6)
(7)
(8)
(9)
(10)
(11)
(12)
(13)
(14)
(15)
ARIA INGRESSO COMPRESSORE
ARIA USCITA COMPRESSORE
CALORE ASSORBITO DALL'ARIA IN R1
ARIA USCITA R1
CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R2
GAS AMMISSIONE TURBINA
CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R4
GAS USCITA TURBINA
CALORE CEDUTO DAL GAS IN R1
GAS INGRESSO R3
CALORE CEDUTO DAL GAS IN R3
GAS AL CAMINO
PORTATA ARIA INGRESSO COMPRESSORE
PORTATA GAS INGRESSO TURBINA
ACQUA RAFFREDDAMENTO
15°C
377,7°C
0 kJ/kg
377,7°C
881,3 kJ/kg
1160°C
0 kJ/kg
492,4°C
0 kJ/kg
492,4°C
0 kJ/kg
492,4°C
1620 t/h
1620 t/h
0 t/h
15
388,21
0
388,2
427776
1269,5
0
512,3
0
388,2
0
512,3
kJ/kg
kJ/kg
MJ/h
kJ/kg
MJ/h
kJ/kg
MJ/h
kJ/kg
MJ/h
kJ/kg
MJ/h
kJ/kg
1 ata
14,01 ata
13,47 ata
1,03 ata
17
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in impianto rigenerato
(1)
(2)
(3)
(4)
(5)
(6)
(7)
(8)
(9)
(10)
(11)
(12)
(13)
(14)
(15)
ARIA INGRESSO COMPRESSORE
ARIA USCITA COMPRESSORE
CALORE ASSORBITO DALL'ARIA IN R1
ARIA USCITA R1
CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R2
GAS AMMISSIONE TURBINA
CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R4
GAS USCITA TURBINA
CALORE CEDUTO DAL GAS IN R1
GAS INGRESSO R3
CALORE CEDUTO DAL GAS IN R3
GAS AL CAMINO
PORTATA ARIA INGRESSO COMPRESSORE
PORTATA GAS INGRESSO TURBINA
PORTATA ACQUA RAFFREDDAMENTO
15°C
194,3°C
773,5 kJ/kg
893,6°C
305,1 kJ/kg
1160°C
743,6 kJ/kg
943,6°C
773,5 kJ/kg
244,3°C
126,9 kJ/kg
120°C
1673 kg/h
1739 kg/h
66 kg/h
15
196,92
1345921
964,3
531011
1269,5
1293979
1021,6
1345921
248,1
220920
121,1
kJ/kg
kJ/kg
kJ/h
kJ/kg
kJ/h
kJ/kg
kJ/h
kJ/kg
kJ/h
kJ/kg
kJ/h
kJ/kg
1 ata
14,01 ata
13,47 ata
1,03 ata
15°C
18
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
19
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 2
Metodi per aumentare l’efficienza di cicli combinati
riducendo la temperatura dell’aria aspirata dal turbogas1
Indice
1
SOMMARIO
2
INTRODUZIONE
3
SISTEMA DI UMIDIFICAZIONE DELL’ARIA
3.1 Principio di funzionamento del sistema di umidificazione dell’aria e possibile soluzione
impiantistica
3.2 Calcolo delle prestazioni
3.3 Valutazione dei benefici economici
4
SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO CON CICLO FRIGORIFERO
4.1 Calcolo delle prestazioni del sistema di refrigerazione dell’aria
4.2 Valutazione dei benefici economici
5
CONCLUSIONI
1. SOMMARIO
Questo documento presenta i risultati dell’analisi di applicabilità e di convenienza economica di due
sistemi di raffreddamento dell’aria in aspirazione ai compressori di gruppi turbogas.
In particolare vengono analizzati:
• un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria
• un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato
dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato.
L’analisi dell’applicabilità dei due sistemi è riferita ad un modulo a ciclo combinato da 380 MWe
circa (1 turbogas da 256 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe).
Sono state ipotizzate tre diverse situazioni meteorologiche rappresentative di altrettante condizioni
climatiche italiane: la pianura padana, una zona costiera del Nord ed una zona costiera del Sud.
Per ognuna delle due soluzioni vengono calcolati i valori di potenza e consumo specifico prima e
dopo la sua applicazione, affiancati da una valutazione dei possibili vantaggi economici ed essa
associati.
Per tutte e tre le tipologie climatiche, tale valutazione ha evidenziato una chiara convenienza del
sistema di umidificazione rispetto al raffreddamento con frigorifero. Quest’ultimo, infatti, pur
avendo un funzionamento svincolato dalle condizioni di umidità atmosferica, è contraddistinto dal
fatto di generare un incremento di produzione di energia, a fronte di un leggero aumento del
consumo specifico dell’impianto: nelle fasce di minore remunerazione dell’energia, questa
caratteristica è fortemente penalizzante, al punto da non renderne conveniente l’utilizzo per circa la
metà dei giorni di un anno.
1
Rapporto CESI – Ricerca di sistema
20
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2. INTRODUZIONE
L’obiettivo del presente rapporto è quello di dimostrare la fattibilità di soluzioni in grado di
aumentare l’efficienza degli impianti esistenti.
In particolare, l’attività si è focalizzata su impianti a ciclo combinato, nei quali la potenza prodotta e
l’efficienza di una turbina a gas dipendono fortemente dalle condizioni ambientali in cui essa opera.
Le prestazioni dei turbogas vengono normalmente definite in condizioni ISO di riferimento,
corrispondenti ad una temperatura ambiente di 15°C e pressione di 1013 mbar.
Al di fuori delle condizioni di riferimento, la potenza ed il rendimento di un turbogas diminuiscono
con continuità all’aumentare della temperatura. Questa dipendenza è sostanzialmente legata alle
prestazioni del compressore, per il quale un aumento di temperatura determina la diminuzione della
densità (e, quindi, della portata in massa) dell’aria elaborata e la richiesta di un maggior lavoro di
compressione.
Risulta, quindi, chiaro che, un sistema in grado di ridurre la temperatura dell’aria in ingresso al
compressore, specialmente in aree in cui il clima sia molto caldo, possa, almeno in teoria, essere
vantaggioso per il sistema, sia dal punto di vista economico che ambientale. In particolare:
− l’aumento di potenza consente di produrre più energia, senza gravare troppo sui costi di
investimento, riducendo, quindi, la quota di costo fisso (ammortamento, O&M);
− un aumento di rendimento significa riduzione del consumo di combustibile (a pari energia
prodotta). Ciò produce non solo un vantaggio di tipo economico, facendo scendere il costo
variabile del kWh (legato al combustibile), ma anche ambientale, poiché consente di diminuire
le emissioni specifiche di CO2 ed NOx.
Vengono esaminati due diversi sistemi di raffreddamento:
•
•
un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria
un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato
dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato
Ognuna delle due soluzioni presenta, a priori, una serie di vantaggi e svantaggi, che possono essere
così sintetizzati:
VANTAGGI
UMIDIFICAZIONE
SVANTAGGI
•
•
•
Bassi costi di installazione
Bassi costi di manutenzione
Ridotte perdite di carico
•
•
Efficienza del sistema legata alle
condizioni ambientali
Consumo di acqua demineralizzata
•
Efficienza del sistema indipendente
dall’umidità atmosferica
Consumo di acqua assente
•
•
Elevati costi di installazione
Ingombro
CICLO FRIGORIFERO
•
Per quantificare l’applicabilità e la convenienza economica dei due sistemi, si è fatto riferimento ad
un ciclo combinato con un turbogas da 255 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe.
Sono state ipotizzate tre diverse situazioni meteorologiche rappresentative di altrettante condizioni
climatiche italiane: la pianura padana, una zona costiera del Nord ed una zona costiera del Sud.
I dati meteorologici di temperatura ed umidità relativa sono riferiti ad un intero anno, con frequenza
oraria.
21
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Il costo combustibile2 utilizzato nei calcoli è di 0,02 €/Mcal.
Le fasce orarie di retribuzione dell’energia sono quelle definite dal provvedimento CIP n° 45 del
1990, mentre i valori dei ricavi lordi per la vendita dell’energia, nelle diverse fasce di retribuzione
sono i seguenti:
RICAVI LORDI ENERGIA
(Euro/kWh)
fascia oraria 1
0,138101
fascia oraria 2
0,082323
fascia oraria 3
0,065797
fascia oraria 4
0,045138
Si è infine ipotizzato un coefficiente di utilizzo del gruppo pari all’80%, omogeneamente distribuito
su tutto l’anno.
3. SISTEMA DI UMIDIFICAZIONE DELL’ARIA
3.1. Principio di funzionamento del sistema di umidificazione dell’aria e possibile soluzione
impiantistica
Il sistema di umidificazione permette di ridurre la temperatura dell’aria in ingresso al compressore,
umidificandola con acqua finemente polverizzata. L’atomizzazione dell’acqua (che conviene sia
demineralizzata per evitare la formazione di depositi salini) deve essere spinta sino ad avere gocce
del diametro di alcune decine di micron, in modo da alimentare il compressore con una sorta di
nebbia, evitando rischi di danneggiamento delle pale. Il processo di umidificazione, che viene
spinto sino al raggiungimento di un’umidità relativa del 95% (valore che rappresenta un valido
compromesso tra un buon livello di umidificazione ed il rischio di ammettere acqua nel
compressore), può essere considerato isoentalpico e consente di abbassare la temperatura dell’aria a
valori prossimi alla sua temperatura di rugiada.
2
Costo del gas naturale nel 2001, anno di riferimento della valutazione economica.
22
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
L’esempio riportato nella figura successiva sul diagramma di Mollier illustra il processo di
umidificazione di aria (a pressione atmosferica), inizialmente a 30°C e con umidità relativa del 50%
(tipica condizione estiva) sino ad avere un’umidità relativa del 95%. Spostandosi dal punto iniziale
“A” lungo l’isoentalpica, sino a raggiungere la curva di umidità relativa pari al 95% (punto B), si
ottiene una diminuzione di temperatura fino a 22,5°C e, conseguentemente all’immissione di
acqua, un aumento dell’umidità assoluta (x) dell’aria. L’incremento di x in termini assoluti, nota la
portata di aria, fornisce l’indicazione della portata di acqua richiesta dall’umidificazione.
Naturalmente, quanto più le condizioni di umidità sono basse, e la temperatura ambiente è elevata
(posizioni in alto a sinistra del diagramma di Mollier), tanto più spinta è la diminuzione di
temperatura dell’aria aspirata.
Diagramma di Mollier per l'aria umida
23
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Dal punto di vista realizzativo, una possibile soluzione potrebbe essere quella mostrata nella figura
successiva.
Possibile soluzione realizzativa di un sistema di umidificazione dell’aria
Esso potrebbe essere fondamentalmente costituito da:
•
una serie di anelli nebulizzatori inseriti nel condotto di aspirazione del compressore. Tutti
questi anelli fanno capo ad un collettore di distribuzione dal quale ricevono acqua
demineralizzata. Ogni linea di distribuzione è intercettata da una valvola ed ogni anello è
dotato di un numero di ugelli diverso, per consentire una maggior modulazione della
portata.
•
una pompa volumetrica, che permette il flusso di acqua dalla linea acqua demi al collettore.
•
un sistema di regolazione di portata che, a partire dalla misura di temperatura ed umidità
dell’aria sceglie, tra le possibili combinazioni di anelli di nebulizzazione da attivare, quella
che più si avvicina alla portata di acqua teorica richiesta.
Poiché le portate di acqua richieste per l’umidificazione sono fortemente dipendenti dalla taglia
dell’impianto e dalle condizioni meteorologiche tipiche della zona di installazione, il sistema di
umidificazione dell’aria richiede un dimensionamento ad hoc per ogni applicazione.
24
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3.2. Calcolo delle prestazioni
In ognuna delle tre localizzazioni ipotizzate (Pianura Padana, costa del Nord, costa del Sud), per
effettuare un calcolo di massima delle prestazioni del sistema di umidificazione dell’aria, installato
su un ipotetico impianto a ciclo combinato da circa 400 MWe globali, sono state utilizzate curve
tipiche di potenza e consumo specifico in funzione della temperatura di ammissione e una serie di
dati meteo orari, disponibili per un intero anno, caratteristici della zona geografica.
I calcoli delle prestazioni sono stati ripetuti per ogni ora del giorno e per tutti i giorni dell’anno e
nell’ipotesi di non effettuare umidificazione qualora:
la T ingresso fosse ≤ 5 °C (temperature dell’aria in aspirazione inferiori a questa soglia non
sono generalmente desiderabili poiché possono comportare formazione di ghiaccio)
l’umidità relativa in ingresso fosse > del 95% (cioè superasse già il valore di soglia
raggiungibile dopo l’umidificazione)
la portata di acqua richiesta fosse inferiore al 5% della portata massima di dimensionamento del
sistema.
Inoltre, sempre per evitare la formazione di ghiaccio, è stata posta una soglia inferiore (5 °C) alla
temperatura dell’aria umidificata in ingresso al compressore: l’umidificazione ha luogo
completamente solo se la temperatura finale dell’aria si mantiene superiore a tale soglia. Quando
ciò non accade, si interrompe l’umidificazione al raggiungimento della soglia: in tal caso,
naturalmente, l’umidità relativa dell’aria aspirata non raggiunge il 95%.
3.3. Valutazione dei benefici economici
località
Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud
coefficiente di utilizzazione
%
80,00
80,00
80,00
portata massima acqua
t
2.67
3.44
3.57
delta di energia prodotta nell'anno
MWh
19.548,86
21.450,83
34.714,78
delta di consumo annuo
Mcal
37.621.438,38
40.851.460,64
65.432.602,97
x 1000 €
777,19
843,92
1.351,72
delta ricavo per energia prodotta
x 1000 €
1.335,68
1.504,12
2.453,11
guadagno annuo
x 1000 €
558,48
660,20
1.101,38
t
13.734,08
14.749,84
23.434,99
mesi
7,00
6,00
3,00
VAN fine vita (15 anni)
x 1000 €
4.802,00
5.770,12
9.886,35
TIR fine vita (15 anni)
%
202
240
404
delta costo combustibile nell'anno
consumo acqua demi annuo
pay back time
Per le tre ipotesi di ubicazione dell’impianto sono stati ottenuti i seguenti risultati:
Località lungo la costa del Nord Italia
L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un
aumento annuo di produzione di circa 19.500 MWh, associato ad un maggior consumo di
combustibile pari a 37.600.000 Mcal ma con una riduzione media annua del consumo specifico del
ciclo completo dello 0,2% circa.
25
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere
un margine valutato in circa 560.000 €/anno.
Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 14.000 m3/anno) è dell’ordine di
28.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000
€/anno.
Tenendo presente che, nelle ipotesi di lavoro fatte, il costo di installazione di un sistema di
umidificazione completo potrebbe essere dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di
ritorno dell’investimento è inferiore all’anno (7 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad
un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei
4.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 202%.
Località della Pianura Padana
L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un
aumento annuo di produzione di circa 21.400 MWh, associato ad un maggior consumo di
combustibile pari a 41.000.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del
ciclo completo dello 0,3% circa.
La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere
un margine valutato in circa 660.000 €/anno.
Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 15.000 m3/anno) è dell’ordine di
30.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000
€/anno.
Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno
dell’investimento è inferiore all’anno (6 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso
di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei
5.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 240%.
Località lungo la costa del Sud Italia
L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un
aumento annuo di produzione di circa 34.700 MWh, associato ad un maggior consumo di
combustibile pari a 65.400.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del
ciclo completo dello 0,4% circa.
La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere
un margine valutato in circa 1.100.000 €/anno.
Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 23.500 m3/anno) è dell’ordine di
47.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000
€/anno.
Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno
dell’investimento è largamente inferiore all’anno (3 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato
ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine
dei 9.900.000 €, con un tasso interno di rendimento del 404%.
Globalmente si può notare come le condizioni climatiche influenzino notevolmente l’efficacia di
questo sistema di raffreddamento dell’aria in ingresso al compressore e, quindi, la convenienza
conseguente alla sua installazione che, comunque, resta sempre molto allettante, anche nei casi
meno favorevoli.
26
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4. SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO CON CICLO FRIGORIFERO
Il sistema di refrigerazione dell’aria in aspirazione al turbogas viene effettuato tramite gruppi ad
assorbimento alimentati dal vapore a bassa pressione (e, quindi, a basso contenuto energetico)
prodotto dalla caldaia a recupero.
In un impianto frigorifero convenzionale a compressione, l’effetto di refrigerazione viene prodotto
nell’evaporatore, dove il fluido refrigerante evapora assorbendo calore; tale calore viene
successivamente ceduto nel condensatore, dove il refrigerante condensa. L’energia necessaria a fare
aumentare la temperatura del fluido refrigerante e consentirgli quindi di cedere all’esterno il calore
prelevato dall’ambiente interno viene fornita da un compressore meccanico.
Anche in un impianto ad assorbimento l’effetto di refrigerazione viene ottenuto dall’evaporazione
del fluido refrigerante, che è presente nell’impianto in soluzione con un fluido assorbente; l’effetto
di compressione del fluido refrigerante viene ottenuto, anziché tramite una compressione meccanica
come negli impianti convenzionali, per mezzo della variazione di concentrazione di un’opportuna
soluzione di fluido refrigerante con fluido assorbente ottenuta a temperature diverse. In tal modo,
nel generatore viene separato per distillazione il fluido refrigerante dal fluido assorbente e, mentre il
primo viene raffreddato nel condensatore e successivamente fatto espandere per ottenere l’effetto
frigorifero, il secondo viene inviato all’assorbitore nel quale avviene la ricostituzione della
soluzione originaria, che viene poi nuovamente inviata al generatore di vapore. Il refrigerante e la
soluzione assorbente formano quella che viene chiamata coppia di lavoro. Le coppie di lavoro più
diffuse sono la coppia ammoniaca/acqua e la coppia bromuro di litio/acqua.
27
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.1. Calcolo delle prestazioni del sistema di refrigerazione dell’aria
Dall’analisi dei dati forniti in letteratura sono state estrapolate le curve che legano la temperatura
ambiente alla potenza assorbita dal frigorifero, ed alla riduzione di temperatura in aspirazione (ΔT)
al compressore.
La curva della potenza assorbita è stata opportunamente scalata con la portata di aria in aspirazione
al turbogas, mentre la curva dei Delta di Temperatura è stata mantenuta invariata.
Per la valutazione delle prestazioni dell’impianto sono state utilizzate le medesime curve di potenza
e consumo specifico in funzione della temperatura di ammissione e le stesse serie di dati meteo
impiegati per il sistema di umidificazione.
Come nel caso precedente, i calcoli delle prestazioni sono stati ripetuti per ogni ora del giorno e per
tutti i giorni dell’anno e nell’ipotesi di non effettuare refrigerazione qualora la T ambiente fosse ≥ 5
°C.
Inoltre, si è imposto che la T aspirata dal compressore dopo la refrigerazione sia > 5 °C (per non
incappare nella formazione di ghiaccio): cioò comporta una parzializzazione del funzionamento del
frigorifero in tutti i casi in cui tale soglia dovesse essere superata. Quando entra in gioco tale
limitazione, la differenza di temperatura fornita dal sistema di refrigerazione è pari a “T_ambiente –
5 °C”, mentre la potenza assorbita dal frigorifero è calcolata come una frazione di quella assorbita
alla medesima temperatura ambiente, in assenza limitazione. Tale frazione è data dal rapporto tra
l’effettivo delta di temperatura e quello che si sarebbe ottenuto senza limitazione.
Per coerenza con le analisi effettuate sul sistema di umidificazione dell’aria, per le valutazioni
economiche, sono stati utilizzati gli stessi dati sui ricavi per la vendita di energia nelle diverse fasce
orarie, lo stesso valore del costo combustibile e lo stesso coefficiente di utilizzo del gruppo, pari
all’80%, omogeneamente distribuito durante tutto l’anno.
28
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.2. Valutazione dei benefici economici
Dall’analisi dei calcoli effettuati si è potuto osservare che, in questo caso, il raffreddamento
dell’aria produce un surplus di potenza ma associato ad un maggior consumo specifico dell’intero
ciclo.
A causa di ciò il bilancio tra il maggior ricavo per la vendita dell’energia prodotta e il maggior costo
per il combustibile bruciato, risulta positivo solo quando la remunerazione oraria si discosta da
quella della fascia più bassa: quindi, l’impiego di tale sistema di refrigerazione non è consigliabile
nella fascia oraria 4, poiché comporta sistematicamente una perdita anziché un guadagno.
Nell’ipotesi di fermare il sistema quando si entra in fascia 4 (tipicamente la notte ed il mese di
agosto), la valutazione dei benefici economici, per le tre località in cui si è ipotizzato di realizzare
l’impianto (costa del Nord Italia, Pianura Padana, costa del Sud Italia) fornisce le seguenti cifre:
località
coefficiente di utilizzazione
delta di energia prodotta nell'anno
delta di consumo annuo
Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud
%
80.00
80.00
80.00
MWh
33.187,70
27.805,69
40.497,20
Mcal
66.255.689,32
54.355.147,99
79.047.884,57
delta costo combustibile nell'anno
x 1000 €
1.368,73
1.122,88
1.632,99
delta ricavo per energia prodotta
x 1000 €
1.934,56
1.535,64
2.423,02
guadagno annuo
x 1000 €
565,83
412,75
790,03
anni
7
12
4
VAN fine vita (15 anni)
x 1000 €
2.659,88
1.173,13
4.837,34
TIR fine vita (15 anni)
%
21
13
31
pay back time
Per le tre ipotesi di ubicazione dell’impianto sono stati ottenuti i seguenti risultati:
Località lungo la costa del Nord Italia
L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di
produzione di circa 33.000 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a
66.250.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo
specifico dell’intero ciclo (circa 1,2% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il
sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 550.000 €.
Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di
50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 7 anni). Il
valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che
l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 2.650.000 €, con un tasso interno di rendimento
del 21%.
Località della Pianura Padana
L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di
produzione di circa 28.000 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a
54.350.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo
specifico dell’intero ciclo (circa 1,4% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il
sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 400.000 €.
29
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di
50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 12 anni. Il
valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che
l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 1.200.000 €, con un tasso interno di rendimento
del 13%.
Località lungo la costa del Sud Italia
L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di
produzione di circa 49.500 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a
79.000.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo
specifico dell’intero ciclo (circa 1,4% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il
sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 790.000 €.
Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di
50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 4 anni). Il
valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che
l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 4.800.000 €, con un tasso interno di rendimento
del 31%.
Globalmente si può notare come gli effetti sulla produzione di energia siano notevolmente
diversificati per le tre località, confermando la forte dipendenza di tale sistema dalle condizioni di
temperatura ambiente. In tutti i casi, però, l’incremento di energia prodotta è accompagnato da un
aumento del consumo specifico dell’intero ciclo: la convenienza dell’applicazione, quindi, risulta
fortemente vincolata alle tariffe di vendita dell’energia ed al costo del combustibile.
30
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
5. CONCLUSIONI
Sono state analizzate due diverse modalità di raffreddamento dell’aria in aspirazione ai compressori
di gruppi turbogas, finalizzate ad un aumento dell’efficienza dell’impianto.
•
un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria
•
un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato
dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato.
L’analisi dell’applicabilità dei due sistemi è stata riferita ad un ipotetico gruppo con 1 turbogas da
256 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe, installato in tre siti con caratteristiche meteorologiche
tipiche italiane: una zona costiera del Nord, la Pianura Padana ed una zona costiera del Sud.
Ambedue i sistemi consentono di incrementare la produzione energetica annua e, quindi, di ricavare
un chiaro vantaggio economico conseguente alla loro installazione.
L’entità di tale guadagno è dipendente da:
• le caratteristiche (in termini di curve di variazione del consumo specifico e della potenza del
turbogas in funzione della temperatura dell’aria aspirata) dell’impianto termico sul quale
trovano applicazione,
• le condizioni meteorologiche (installazioni su impianti termici localizzati in luoghi molto caldi
hanno un effetto più incisivo sull’efficienza)
• il costo del combustibile e le quote orarie del ricavo della vendita dell’energia (poiché è dal
bilancio tra il ricavo della vendita dell’energia in più prodotta ed il costo del combustibile
richiesto per produrla che si calcola il guadagno).
Quest’ultimo fattore è particolarmente importante soprattutto nel caso di raffreddamento con
frigorifero. Tale sistema, infatti, pur avendo un funzionamento svincolato dalle condizioni di
umidità atmosferica, è contraddistinto dal fatto di generare un incremento di produzione di energia,
a fronte di un leggero aumento del consumo specifico dell’impianto: nelle fasce di minore
remunerazione dell’energia, questa caratteristica è fortemente penalizzante, al punto da non
renderne conveniente l’utilizzo per circa la metà dei giorni di un anno.
Per questo motivo (che limita fortemente i guadagni annui) e per l’elevato investimento iniziale, da
un confronto tra le due soluzioni risulta chiaramente evidente come, in tutte le condizioni climatiche
analizzate, il sistema di abbassamento della temperatura per refrigerazione non riesca ad essere
concorrenziale con l’umidificazione dell’aria, caratterizzata da guadagni più elevati e da costi di
investimento iniziali e di manutenzione notevolmente inferiori.
31
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
32
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 3
Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F
33
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Il ciclo combinato in esame presenta i seguenti dati caratteristici:
Turbogas e GVR
•
•
•
•
•
all’aspirazione del compressore:
temperatura aria = 15°C
pressione aria = 1013 mbar
alla mandata del compressore:
portata aria = 522,3 kg/s3
temperatura aria = 382,3°C
pressione aria = 1396 kPa
all’ingresso della turbina a gas:
portata gas = 464,1 kg/s
temperatura gas = 1405°C
all’uscita della turbina a gas – ingresso del GVR:
portata gas4 = 574,1 kg/s
temperatura gas = 615,6°C
all’uscita del GVR –ingresso del camino:
temperatura gas = 99°C
Turbina a vapore
•
•
•
•
•
vapore SH:
portata = 252,8 t/h
pressione =12,87 MPa
temperatura = 550°C
vapore RH:
portata =292 t/h
pressione = 2,73 MPa
temperatura = 540°C
vapore MP:
portata = 48,3 t/h
pressione = 2,86 MPa
temperatura = 332°C
vapore BP:
portata = 24,9 t/h
pressione = 0,63 MPa
temperatura = 232°C
vapore scaricato al condensatore:
pressione = 0,04 ata
Calcolare:
• la potenza assorbita dal compressore,
• la portata di gas naturale5 alla camera di combustione,
• la potenza generata dal turbogas,
• il rendimento del ciclo Brayton,
• la potenza assorbita dal GVR,
• la potenza generata dalla turbina a vapore,
• la potenza persa al camino,
• il rendimento del ciclo a vapore,
• il rendimento totale del ciclo combinato.
3
Comprende anche l’aria di raffreddamento delle parti rotoriche del turbogas
Comprende anche l’aria spillata dal compressore, pari a 37 kg/s, per raffreddare le parti statoriche del turbogas
5
Potere calorifico inferiore (pci) = 8250 kcal/Sm3
4
34
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Risoluzione
•
Potenza assorbita dal compressore
L’aria ambiente aspirata viene compressa fino al raggiungimento della pressione di mandata
stabilita: 13,96 bar .
Assumendo che le perdite meccaniche e di trasformazione concorrano a dare un rendimento
complessivo del 97% , la potenza richiesta dal compressore vale:
Pcompr =
m& air ⋅ Δh m& air ⋅ c p,air ⋅ (T2 − T1 )
=
=
η
η
522 ,3
kg
J
⋅ 1067
⋅ 367 ,3 °K
s
kg °K
0 ,97
Pcompr = 211 MW
•
Potenza generata dal TG
La potenza messa a disposizione dalla turbina a gas vale:
PTG = η ⋅ m& t,IN ⋅ Δh = η ⋅ m& t,IN ⋅ c p,fumi ⋅ (T3 − T4 )
Il calore specifico dei fumi a pressione costante si calcola con la formula seguente:
c p,fumi
⎛ 1⎞
= ⎜1 + ⎟
λ⎠
⎝
1,78
⋅ c p,air
essendo λ =
m& t,IN
m& comb
35
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
I dati di progetto assegnano la portata d’aria alla mandata del compressore m& air (che comprende
anche l’aria di raffreddamento delle parti rotoriche del turbogas) e la portata del gas all’uscita della
turbina m& t ,OUT (comprendente anche l’aria spillata dal compressore, pari a 37 kg/s, per raffreddare
le parti statoriche del turbogas).
Si determina dunque per differenza la portata del combustibile:
m& comb = m& t,OUT − m& air − m spill = (574,1 − 522,3 − 37 )
kg
kg
= 14,8
s
s
Risulta quindi:
m&
λ = t,IN = 31,36
m& comb
c p,fumi
⎛ 1⎞
= ⎜1 + ⎟
λ⎠
⎝
1,78
⋅ c p,air = 1288,1
J
kg °K
Considerando per la turbina a gas un rendimento totale di 0,94 , la potenza sviluppata risulta:
PTG = η ⋅ m& t,IN ⋅ c p,fumi ⋅ (T3 − T4 ) = 0,94 ⋅ 464,1
kg
J
⋅ 1288,1
⋅ 789 ,4 °K
s
kg °K
PTG = 433,61 MW
La potenza utile, disponibile all’alternatore, è quindi pari a :
Putile = PTG − Pcompr = (433,61 − 211) MW = 222,61 MW
36
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rendimento ciclo Brayton
T
3
PTG
Q1
Pcompr
4
2
Q fumi
1
S
L’espressione del rendimento è:
ηTG =
PTG − Pcompr
Q1
Il calore assorbito Q1 è funzione della portata del combustibile e del suo potere calorifico.
Essendo quest’ultimo espresso in kcal/Sm3 è necessario convertire il valore della portata di gas
naturale in Sm3/s.
Facendo riferimento a turbogas di questa taglia costruiti a fine anni ’90 (come è il caso di questo
Sm 3
impianto), si può assumere il consumo specifico nominale pari a 0,285
.
kWh
Sarà quindi:
Sm 3
0,285 Sm 3
Sm 3
q& comb = (PTG − Pcompr ) ⋅ 0,285
= 222.600 kW ⋅
= 17,62
kWh
3600 kW ⋅ s
s
da cui:
Q1 = q& comb ⋅ PCI = 17 ,62
Sm 3
kcal
kJ
⋅ 8250
⋅ 4 ,186
3
s
kcal
Sm
Q1 = 608,5 MW
Il rendimento del ciclo Brayton vale:
ηTG =
PTG − Pcompr
Q1
=
433,61 MW − 211 MW
= 0,366
608,5 MW
ηTG = 36,6 %
37
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
Potenza all’ingresso del GVR
La potenza associata ai gas scaricati dalla turbina ed entranti nel GVR, considerando trascurabili le
perdite di calore, sarà pari alla potenza termica Q1 diminuita della potenza utile della turbina a gas.
QGVR = (608,5 − 222,61) MW = 385,9 MW
Nella tabella sottoriportata vengono raccolti i dati dell’impianto relativi al ciclo a vapore, completati
con i valori di entalpia calcolati.
PUNTO
TEMPERATURA
T (°C )
PRESSIONE
p (bar)
ENTALPIA
h (kJ/kg )
TITOLO
x
PORTATA
m'
(t/h)
6
550,0
128,70
3470,6
1,00
252,80
70,22
7
332,0
28,60
3078,1
1,00
252,80
70,22
8
540,0
27,30
3548,3
1,00
292,00
81,11
9
232,0
6,30
2918,1
1,00
316,90
88,03
10
28,7
0,04
2432,2
0,95
316,90
88,03
DATI
•
(kg/s)
IPOTESI
Potenza generata dalla TV
Noti i salti entalpici e le relative portate, si ricava:
PTV = m& 6 (h6 − h7 ) + m& 8 (h8 − h9 ) + m& 10 (h9 − h10 ) =
= [70 ,22 ⋅ (3470 ,6 − 3078,1) + 81,11 ⋅ (3548,3-2918,1) + 88,03 ⋅ (2918,1 − 2432 ,2 )]
kJ
s
PTV = 121,45 MW
•
Potenza persa al camino
I fumi scaricati dal camino ad una temperatura di 99 °C dissipano calore nell’ambiente disperdendo
una potenza pari a :
Qcamino = m& fumi ⋅ Δhcamino = m& fumi ⋅ c p,fumi ⋅ ΔTca min o = 574,1
kg
J
⋅ 1288,1
⋅ (99 − 15) °K
s
kg °K
Qcamino = 62,12 MW
38
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
Rendimento del ciclo a vapore
ηTV =
PTV
121,45 MW
=
= 0 ,315
QGVR
385,9 MW
ηTV = 31,5 %
•
Rendimento totale del ciclo combinato
Il rendimento del ciclo combinato è il rapporto tra la somma delle potenze nette (quella della turbina
a gas e quella della turbina a vapore) e la potenza termica Q1 fornita dalla combustione del
combustibile:
η=
(P
TG
− Pcompr ) + PTV
Q1
=
222,6 MW + 121,45 MW
= 0 ,565
608,5 MW
η = 56,5 %
Il flusso energetico di questo modulo a ciclo combinato può essere così rappresentato:
39
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
40
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 4
Ciclo combinato con turbina a gas SIEMENS V94.3A
I dati progettuali della turbina a gas e del relativo ciclo a vapore sono i seguenti:
•
•
•
•
all’aspirazione del compressore:
temperatura aria = 15°C
pressione aria = 1013 mbar
potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione:
668.900,736 kJ/s
all’uscita della turbina a gas – ingresso del GVR:
portata gas = 650,1 kg/s
temperatura gas = 581,5°C
all’uscita del GVR –ingresso del camino:
temperatura gas = 94,15°C
Ciclo a vapore
vapore SH ingresso turbina AP
vapore uscita turbina AP
vapore RH freddo al GVR
vapore MP
vapore RH caldo ingresso turbina MP
vapore BP
vapore scaricato al condensatore
condensato uscita condensatore
Portata
kg/s
69,81
69,81
63,12
17,18
80,30
8,80
89,10
89,10
Pressione
bar
92,43
15,21
15,21
15,02
13,04
3,49
0,035
0,035
Temperatura
°C
537,97
292,75
292,75
304,36
538,39
238,79
26,00
26,00
Entalpia
kJ/kg
3.477,93
3.022,04
3.022,04
3.048,60
3.558,72
2.943,21
2.422,01
108,90
41
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Calcolare:
•
•
•
•
•
•
la potenza generata e il rendimento della turbina a gas,
la potenza assorbita dal GVR,
la potenza generata dalla turbina a vapore,
la potenza persa al camino,
il rendimento del ciclo Rankine,
il rendimento totale del ciclo combinato.
42
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Risoluzione
Turbina a Gas
Dai dati rilevati sul ciclo combinato si conoscono i punti 1 (ingresso aria al compressore) e 4 (uscita
dalla turbina a gas e ingresso nel GVR) e la portata dei fumi allo scarico.
T1 = 15°C
p1 = 1,013 bar
T4 = 581,5°C
m& FUMI = 650 kg/s
Si conosce inoltre la potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione:
Q& IN = Q& 23 = 668.900,736 kW
Essendo PCI GN = 47.000
Q& 23
kJ
kg
, la portata di gas naturale risulta: m& GN =
= 14,23 .
kg
PCI GN
s
Si può trovare la potenza termica dei gas all’uscita della turbina:
T4
Q41 = m& FUMI ⋅ ∫ c pFUMI (T ) ⋅ dT 6
T1
kg
kJ
Q& 41 ≅ 650 ⋅ 1,124
⋅ (581,5 − 15)° K = 413,9 MW
s
kg ° K
6
1⎞
⎛
c pFUMI (T ) = (0,9378 + 2,054 ⋅ 10 − 4 T ) ⋅ ⎜1 + ⎟
⎝ λ⎠
1, 78
dove λ =
m ARIA
mGN
43
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
La potenza utile della turbina a gas sarà quindi:
P = Q& 23 − Q& 41 = 255 MW
Il rendimento della turbina a gas sarà pari a:
ηTG =
P
255
=
= 38,1%
Q23 668,9
Ciclo a Vapore
Il calore scaricato dalla turbina a gas entra nel generatore di vapore a recupero.
E’ quindi:
Q& 41 = Q& IN ,GVR = 413.900 kW
Nella tabella sono riportati i punti significativi del ciclo Rankine che permettono di calcolare la
potenza della turbina a vapore.
vapore SH ingresso turbina AP
uscita turbina AP
vapore RH freddo ingresso GVR
vapore MP
vapore RH caldo ingresso turbina MP
vapore BP
vapore scaricato al condensatore
condensato uscita condensatore
Portata
Pressione
Temperatura
Entalpia
69,81 kg/s
69,81 kg/s
63,12 kg/s
17,18 kg/s
80,30 kg/s
8,80 kg/s
89.10 kg/s
89.10 kg/s
92,43 bar
15,21 bar
15,21 bar
15,02 bar
13,04 bar
3,49 bar
0,03 bar
0,03 bar
537,97 °C
292,75 °C
292,75 °C
304,36 °C
538,39 °C
238,79 °C
26,00 °C
26,00 °C
3.477,93 kJ/kg
3.022,04 kJ/kg
3.022,04 kJ/kg
3.048,60 kJ/kg
3.558,72 kJ/kg
2.943,21 kJ/kg
2.422,01 kJ/kg
108,90 kJ/kg
La potenza sviluppata da ognuno dei cilindri di alta, media e bassa pressione si ricava dal salto
entalpico per la portata di vapore:
Portata
Salto entalpico
Potenza
Turbina AP
69,81 kg/s
455,89 kJ/kg
31.826 kW
Turbina MP
80,30 kg/s
615,51 kJ/kg
49.425 kW
Turbina BP
89,10 kg/s
521,20 kJ/kg
46.439 kW
Totale
127.690 kW
Il grafico seguente mostra le portate di vapore elaborate da ciascun cilindro di turbina. Al contrario
di quanto avviene nelle turbine degli impianti tradizionali gli stadi di BP elaborano una portata
maggiore.
44
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Portata vapore
100,00 kg/s
80,00 kg/s
60,00 kg/s
40,00 kg/s
20,00 kg/s
0,00 kg/s
Turbina AP
Turbina MP
Turbina BP
Infine il grafico sottostante mostra il contributo di ciascun cilindro alla potenza totale:
Potenza turbina a vapore
Turbina AP
25%
Turbina BP
36%
Turbina MP
39%
La potenza ai morsetti dell’alternatore sarà di poco inferiore a quella della turbina.
I fumi escono dal camino alla temperatura di 94,15°C, pertanto la potenza persa al camino è:
T, amb
Qpersa camino = m& FUMI ⋅
∫c
pFUMI
TOUT , GVR
(T ) ⋅ dT ≅ 650 kg ⋅ 1,065
s
kJ
⋅ (94,15 − 15)° K = 54.800 kW
kg ° K
Nel generatore di vapore i fumi cedono calore attraverso gli scambiatori dei circuiti AP, MP e BP e
del risurriscaldatore.
La potenza termica assorbita dall’acqua/vapore nel GVR è riportata nella tabella:
Portata
Salto entalpico
Potenza termica
AP
MP
RH
BP
Totale
(ECO, EVA, SH) (ECO, EVA, SH)
(ECO, EVA, SH)
69,81 kg/s
17,18 kg/s
80,30 kg/s
8,80 kg/s
3.369,03 kJ/kg
2.939,70 kJ/kg 510,12 kJ/kg 2.834,31 kJ/kg
235.192 kW
50.504 kW
40.963 kW
24.942 kW
351.601 kW
45
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Si può calcolare il rendimento del GVR:
Q&
351.601 kW
ηGVR = & IN ,CV =
= 84,9%
QIN ,GVR 413.900 kW
Il rendimento del ciclo di Rankine è:
η CV =
PTV
127.690 kW
=
= 36,3%
&
QIN ,CV 351.601 kW
Il rendimento totale del ciclo a vapore è:
ηtot ,CV = &
Q
PTV
IN , GVR
=
127.690 kW
= 30,85%
413.900 kW
La potenza totale del modulo a ciclo combinato è:
Potenza turbina a gas
255.000 kW
Potenza turbina a vapore
127.690 kW
Potenza totale
382.700 kW
Il rendimento del ciclo combinato è:
ηciclo,combinato =
PTOT
= 57,2%
Q23
46
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
47
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 5
Ciclo combinato multi-shaft con 2 turbine a gas GE MS9001FA
Il modulo a ciclo combinato in esame è costituito da due turbine a gas GE MS9001FA, due GVR
uguali a tre livelli di pressione, una turbina a vapore.
Utilizzando i dati di progetto (indicati nella figura seguente) calcolare:
• la potenza generata da ogni turbogas e il rendimento del ciclo Brayton
• la potenza assorbita da ogni GVR, il rendimento del GVR e la potenza persa al camino
• la potenza generata dalla turbina a vapore e il rendimento del ciclo Rankine
• il rendimento totale del ciclo combinato
48
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
1
2
3
4
5
6
6’
6’’
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
Pressione
bar
101,9
30,4
26,6
7,2
0,043
0,043
8,5
29,8
110,4
106
27,4
30,4
30,4
28,9
7,3
7,3
7,3
Temperatura
°C
534
365,1
537
345,5
30,5
Portata
t/h
598,4
566,4
617,8
740,5
14
22
50.500
60
370,2
370,2
537
538,6
537
538,6
363,6
363,6
312
305,2
305,2
303,7
299,2
308,9
299,2
308,9
283,2
283,2
25,8
46,2
46,2
92,4
49
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Risoluzione
Ciclo a gas
Dai dati rilevati su ogni turbogas si conoscono i punti 1 (ingresso aria al compressore) e 4 (uscita
dalla turbina a gas e ingresso nel GVR) e la portata dei fumi allo scarico. Si conosce inoltre la
potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione.
T1 = 15°C
T4 = 604,4°C
p1 = 1,013 bar
m& FUMI = 656,1 kgs
Si ricava la portata di combustibile m& GN =
Q& IN = Q& 23 = 690,7 MW
Q& 23
kg
kJ
= 14,67
).
(essendo PCI GN = 47.073
PCI GN
s
kg
Si può trovare la potenza termica dei gas scaricati dalla turbina:
T4
Q41 = m& FUMI ⋅ ∫ c pFUMI (T ) ⋅ dT 7
T1
kg
kJ
Q& 41 ≅ 656,1 ⋅ 1,124
⋅ (604,4 − 15)°C = 434,6 MW
s
kg °C
Si ottiene quindi la potenza utile all’albero della turbina a gas e il suo rendimento:
P = Q& 23 − Q& 41 = 256,1 MW
η TG =
7
1⎞
⎛
c pFUMI (T ) = (0,9378 + 2,054 ⋅ 10 − 4 T ) ⋅ ⎜1 + ⎟
⎝ λ⎠
P
= 37,1%
Q& 23
1, 78
dove λ =
m ARIA m FUMI − mGN
=
mGN
mGN
50
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Ciclo a vapore
Il calore scaricato dalla turbina a gas entra nel generatore di vapore a recupero.
Risulta quindi:
Q& 41 = Q& IN ,GVR = 434,6 MW
Nella tabella sono riportati i punti significativi del ciclo a vapore che permettono di calcolare la
potenza della turbina.
Portata
t/h
566,4
566,4
617,8
92,4
740,5
vapore SH ingresso turbina AP
uscita turbina AP
vapore RH caldo ingresso turbina MP
vapore BP da GVR
vapore scaricato al condensatore
Pressione
bar
101,9
30,4
26,6
7,3
0,043
Temperatura
°C
534
365,1
537
303,7
30,5
Entalpia
kcal/kg
828
752
847
732
588
La potenza sviluppata dalla turbina a vapore risulta quindi:
PTV =[566,4·(828-752)+617,8·(847-588)+92,4·(732-588)]kcal/h =
=218.794,2·103 kcal/h = 252,1 MW
I fumi escono dal camino alla temperatura di 100°C; pertanto la potenza Q’ persa al camino di ogni
GVR è pari a:
TOUT , GVR
Q' = m& FUMI ⋅
kg
kJ
∫ C (T ) dT ≅ 656,1 s ⋅ 1,065 kg °C ⋅ (100 − 15)°C = 59,4 MW
p
T1
Nel generatore di vapore i fumi cedono calore all’acqua/vapore attraverso gli scambiatori dei tre
circuiti AP, MP e BP e del risurriscaldatore.
La potenza termica disponibile per il ciclo Rankine è quella risultante dal bilancio dei calori entranti
e uscenti dai due GVR.
Per ogni GVR vale la tabella seguente:
Portata
Entalpia
Potenza termica
AP
Calore uscente
299,2 t/h
834 kcal/kg
290,5 MW
RHf
Calore entrante
283,2 t/h
752 kcal/kg
-247,6 MW
RHc
Calore uscente
308,9 t/h
847 kcal/kg
304,2 MW
BP
Calore uscente
46,2 t/h
732 kcal/kg
39,3 MW
ECO
Calore entrante
370,2 t/h
30 kcal/kg
-12,9 MW
Totale
373,5 MW
La potenza termica totale disponibile è quindi quella derivante dai due GVR:
QIN,CV = 2·373,5 MW = 747 MW
51
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Il rendimento del ciclo Rankine vale dunque:
η CV =
PTV
252,1 MW
=
= 33,7%
&
747 MW
QIN ,CV
Si può calcolare il rendimento di ogni GVR facendo il rapporto tra la potenza termica trasferita ai
circuiti acqua-vapore e la potenza termica in entrata al GVR:
η GVR =
373,5 MW
= 85,9%
434,6 MW
La potenza totale del modulo a ciclo combinato multi-shaft è:
Potenza 2TG
512,2 MW
Potenza TV
252,1 MW
Potenza totale
764,3 MW
Il rendimento del ciclo combinato vale:
ηciclo combinato =
PTOT
764,3 MW
=
= 55,3%
Q23 2 ⋅ 690,7 MW
52
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
53
