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
Esercitazione 6: Calcolo diretto delle prestazioni di un modulo a ciclo combinato
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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
condizioni operative prudenti.
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.
4
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
0
0
0
0
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
6
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione
(ante-modifica)
7
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
8
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione
(modifica con iniezione d’acqua)
9
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
10
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione
(ante-modifica)
11
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
12
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione
(con iniezione di combustibile)
13
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%
14
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%
15
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
16
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
17
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
18
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
1
CONCLUSIONI
Rapporto CESI – Ricerca di sistema
19
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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.
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 beefici economici
località
coefficiente di utilizzazione
portata massima acqua
Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud
%
80,00
80,00
80,00
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
delta costo combustibile nell'anno
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
consumo acqua demi annuo
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
pay back time
25
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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.
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.
26
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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.
27
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.
28
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.
29
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 l’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 l’1,4% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il
sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 400.000 €.
30
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 l’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.
31
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.
32
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
33
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 3
Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F
34
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/Nm3
4
35
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
=
η
m& air ⋅ c p,air ⋅ (T2 − T1 )
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:
⎛ 1⎞
c p,fumi = ⎜1 + ⎟
λ⎠
⎝
1,78
⋅ c p,air
essendo λ =
m& t,IN
m& comb
36
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
37
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/Nm3 è necessario convertire il valore della portata di gas
naturale in Nm3/s.
Facendo riferimento a turbogas di questa taglia costruiti a fine anni ’90 (come è il caso di questo
Nm 3
impianto), si può assumere il consumo specifico nominale pari a 0,285
.
kWh
Sarà quindi:
Nm 3
Nm 3
0,285 Nm 3
q& comb = (PTG − Pcompr ) ⋅ 0,285
= 222.600 kW ⋅
= 17,62
kWh
s
3600 kW ⋅ s
da cui:
Q1 = q& comb ⋅ PCI = 17 ,62
Nm 3
kJ
kcal
⋅ 8250
⋅ 4,186
3
s
kcal
Nm
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 %
38
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
39
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:
40
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
41
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
42
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.
43
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
44
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
45
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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.
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:
46
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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
(T ) ⋅ dT ≅ 650 kg ⋅ 1,065
TOUT , GVR
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
Si può calcolare il rendimento del GVR:
Q&
351.601 kW
η GVR = 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
47
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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
48
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
49
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
50
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
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
8,5
29,8
110,4
106
27,4
30,4
30,4
28,9
7,3
7,3
7,3
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
Risoluzione
Ciclo a gas
51
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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
7
1⎞
⎛
c pFUMI (T ) = (0,9378 + 2,054 ⋅ 10 − 4 T ) ⋅ ⎜1 + ⎟
⎝ λ⎠
1, 78
dove λ =
m ARIA m FUMI − mGN
=
mGN
mGN
52
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
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 =
P
= 37,1%
Q&
23
53
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.
vapore SH ingresso turbina AP
uscita turbina AP
vapore RH caldo ingresso turbina MP
vapore BP da GVR
vapore scaricato al condensatore
Portata
t/h
566,4
566,4
617,8
92,4
740,5
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
54
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
La potenza termica totale disponibile è quindi quella derivante dai due GVR:
QIN,CV = 2·373,5 MW = 747 MW
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
55
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
56
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
57
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Esercitazione 6
CALCOLO DIRETTO DELLE PRESTAZIONI
DI UN MODULO A CICLO COMBINATO
1. OGGETTO
Vengono descritte le funzioni di un sistema automatico di Controllo Prestazioni ed Esercizio
Economico per un impianto a ciclo combinato.
Il sistema, basandosi sulle misure presenti in linea, procede periodicamente al calcolo diretto del
Consumo Specifico Netto dell’impianto (CScc) ed al confronto con il valore ottimale. Inoltre
vengono effettuati i calcoli del Consumo Specifico Lordo del Turbogas (TG), del Rendimento del
Generatore di Vapore (GVR) e del Consumo Specifico del gruppo Turbina a Vapore (TV) e
Condensatore (CD).
I calcoli di prestazione sono descritti per Unità e, all’interno di questa, per ciascun componente.
La descrizione è quindi modulare e pertanto quella relativa a sistemi più complessi (es. con 2 TG e
2 GVR) risulta come ovvia estensione di quanto riportato.
I valori effettivi ottenuti sono confrontati con i valori ottimali, ricavati, in via preferenziale, dai
collaudi e dalle prove di esercizio (assunti come “istanti zero” del monitoraggio, in quanto momenti
di verifica delle garanzie) o, in mancanza dei dati di collaudo, dai dati di progetto e di garanzia.
1.1 ACRONIMI
AP (HP)
BP (LP)
CCT
Alta Pressione (High Pressure)
Bassa Pressione (Low Pressure)
Carico Controllo Temperature
GVR(HRSG)
MP (IP)
PCI (LHV)
CD
CMT
CMTA
CNC
CC
ECO
EVA
Condensatore
Carico Minimo Tecnico
Carico Minimo Tecnico Ambientale
Carico Nominale Continuo
Ciclo Combinato
Economizzatore
Evaporatore
PIMS
RH
RTDB
SH
TG (GT)
TV (ST)
Generatore di Vapore a Recupero
Media Pressione (Intermediate Pressure)
Potere Calorifico Inferiore (Low Heating
Value)
Plant Information Management System
Risurriscaldatore
Real Time Data Base
Surriscaldatore
Turbina a Gas (Gas Turbine)
Turbina a Vapore (Steam Turbine)
1.2 DOCUMENTI DI RIFERIMENTO
Standards
[A1] ASME PTC 4.4 “Gas Turbine HRSG” 1981
[A2] ASME PTC 22 - 1985 “Gas turbine Power Plants”
[A3] ISO 2314 “Gas Turbine Acceptance Test” 1973
[A4] ASME PTC 6 “Procedures for Routine Performance Test of Steam Turbines” 1982
[A5] ASME PTC 12.2 “Code on Condensing Apparatus” 1983
th
[A7] HEI “Standards for Steam Surface Condensers” 7 Edition
58
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2. ARCHITETTURA
2.1 ARCHITETTURA HW
Architettura HW
L’architettura di riferimento prevede che i Calcoli di Prestazione siano inseriti in un Calcolatore di
Processo che prelevi i dati da DCS (Distributed Control System) o direttamente dal campo e svolga
le funzioni in oggetto.
Tale Calcolatore può essere connesso sia al loop principale del DCS di impianto oppure ricevere i
valori direttamente da altri Calcolatori (usati come interfaccia operatore) oppure dal DCS/Sistema
di Supervisione.
L’acquisizione dati da campo può essere diretta attraverso il loop del sistema di controllo, oppure
tramite un Calcolatore utilizzato come Stazione Operatore che già acquisisca i dati in questione.
59
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2.2 ARCHITETTURA GENERALE DEL SW
Architettura SW
La figura mostra come è organizzato il SW di calcolo.
Il fulcro è il Real Time Data Base (RTDB) ovvero la base dati dove vengono immagazzinati i valori
dei dati da campo, dei risultati di calcolo e dal quale attingono mimici, trend, archivi (Playback).
Il RTDB fornisce il valore attuale delle Tag richiamate dalle Calcolate, secondo le caratteristiche
temporali definite per ogni Calcolata, e da queste ne riceve i risultati sotto forma di nuove Tag.
A questo punto le nuove Tag sono trattabili come tutte le altre grandezze del Calcolatore e quindi
accessibili per essere sottoposte a controllo di allarme, visualizzazione, archiviazione, esportazione,
ecc.
60
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2.3 DATA BASE
Il sistema prevede diversi Database:
• il DB delle Tag, che si compone di 3 tipi di Tag:
• Tag da campo
• Tag Calcolate ottenute per filtraggio da Tag da campo oppure indici di prestazioni
• Tag da Operatore
• il DB delle Calcolate, che contiene le regole di attivazione e i nomi dei file
• il DB dei Gruppi, che definisce i Gruppi Real-Time di supporto ai Trend e i Gruppi Storici di
supporto all’archiviazione su lungo periodo
• il DB dei Report, del Menu, dei Nodi di Sistema, ecc.
Un DB viene attivato attraverso un’operazione di Build on-line oppure off-line (quest’ultimo
necessario per il DB delle Tag).
Per visualizzare il valore di tutte le Tag in un certo istante, ovvero fare una fotografia del Real Time
Data Base, si può ricorrere al menu Operazioni/Sommario Punti.
All’interno del Sommario Punti si può anche fare una Selezione (Menu View ovvero Vista) delle
Tag visualizzate per:
Nome
Tipo
Stato
….
Per mezzo dell’icona di Floppy Disk si possono poi salvare i dati in formato testo su file.
61
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
2.4 SUDDIVISIONE DEI CALCOLI E LORO ATTIVAZIONE
La struttura di calcolo si basa essenzialmente su un insieme di file di Calcolate.
Le Calcolate sono file in formato ASCII che permettono di effettuare dei calcoli sui valori da
campo, tramite una semplice sintassi, in modo da ottenere nuove Tag.
Per i Calcoli di Prestazione non sono sufficienti le Calcolate standard, ma sono necessarie anche
delle librerie di Macro.
L’attivazione dei vari file avviene con una pre-definita periodicità e sequenza individuata dai
seguenti parametri temporali:
• Frequenza di Calcolo
(definisce il tempo di ciclo dei calcoli ossia il periodo tra due successive scritture dei
risultati in RTDB)
• Frequenza di Campionamento
(definisce il tempo di acquisizione degli ingressi allo scopo di eseguire calcoli temporali
quali le medie)
• Offset
(definisce un tempo di ritardo da applicare all’istante individuato dalla frequenza di calcolo
allo scopo di consentire le sequenza di esecuzione, e quindi di priorità, nell’esecuzione dei
moduli di calcolo)
I file di Calcolate possono essere facilmente visualizzati e modificati.
Se non ci sono errori, dopo pochi secondi la Calcolata modificata entra in esecuzione.
Esistono 3 tipologie principali di moduli di calcolo:
• Calcolate di Filtro: servono per il trattamento dati di ingresso
• Calcolate Miscellanee: hanno lo scopo di eseguire calcoli in comune tra più componenti (es.
stima portata RH, calcolo portata fumi, ecc.)
• Calcolate di Prestazioni: sono di Impianto (gestione combustibile), di Unità e di singolo
componente
62
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
2.5 STRUTTURA DEI SINOTTICI
I sinottici riportano in generale uno schema impiantistico di visualizzazione del componente, tabelle
con i risultati maggiormente significativi e i dati di confronto, ed eventualmente trend dei risultati
principali (consumi specifici, potenza, rendimenti).
Intestazione
Riporta le seguenti informazioni:
• l’oggetto del sinottico come unità ed eventualmente la sezione di impianto
• la potenza netta generata dall’unità (MW)
• le condizioni operative dell’unità: stato (regime o variabile), assetto (rispetto al CMT)
• il tempo (ora attuale e frequenza di aggiornamento)
• i tasti di accesso alle funzionalità di cambio pagina
Schema di Impianto
• Visualizzazione dello schema impiantistico con valori acquisiti e calcolati
• Bottoni attivi per accesso ad ulteriori informazioni tramite finestre di pop-up
Tabella degli Scostamenti
• Tabella con i principali parametri non-controllabili (ambientali), in valore attuale, ottimale e
scostamento indotto sul parametro significativo di performance (consumo specifico o
rendimento a seconda della sezione di impianto considerata) in termini assoluti e percentuali
• Tabella con i principali parametri controllabili, in valore attuale, ottimale e scostamento
indotto sul parametro significativo di performance (consumo specifico o rendimento a
seconda della sezione di impianto considerata) in termini di percentuale in valore numerico
e grafico (barra di livello rossa o verde a seconda che la variazione induca uno svantaggio o
un vantaggio rispetto alla condizione ottimale)
• Bottoni attivi per l’accesso ai grafici di trend nel tempo dei parametri non-controllabili e
controllabili
Grafico delle variabili di prestazione
• Evoluzione su un intervallo di tempo di 8 ore per il consumo specifico effettivo e ottimale e
la potenza lorda nel caso di turbogas e turbina a vapore e il rendimento effettivo e ottimale e
il calore entrante nel caso del generatore di vapore
Sommario
• Tabella con le principali variabili di prestazione applicabili alla sezione considerata, in
valore attuale e ottimale e lo scostamento assoluto del valore attuale dal valore ottimale
• Indicazione della differenza del costo orario rispetto al funzionamento ottimale
• Bottoni attivi per l’accesso ai grafici di trend nel tempo dei dati riportati nel sommario e per
l’attivazione della funzione di reporting
63
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
2.6 ARCHIVIAZIONE E TREND
La funzione di archiviazione storica consiste nella possibilità di memorizzare su supporto
magnetico e rielaborare successivamente il valore di gruppi di variabili, acquisiti su variazione
(Playback) e/o campionati a varie frequenze (Gruppi). Queste funzioni vengono sfruttate dalla
funzione Calcoli di Prestazione.
Le funzioni in questione sono brevemente descritte nel seguito.
Archiviazione di Playback
La funzione è basata sul meccanismo di "Exception", cioè tutte le variabili di data base sono
archiviate tutte le volte che subiscono una variazione significativa, su un buffer circolare che
permette di disporre di una storia a medio termine per tutti i punti. Un ulteriore algoritmo di
compressione (se attivato in fase di configurazione) permette poi di minimizzare lo spazio occupato
su disco e di disporre di una storia più estesa dell'impianto. Nonostante che il Playback non abbia
una frequenza di archiviazione, ma registri le variazioni, in fase di visualizzazione può essere
scandito ad intervalli fissi in quanto interpola i valori.
Ogni 24 ore il buffer viene salvato su disco, così da poter disporre di una storia permanente
dell'impianto per una durata che dipende dall’Hard Disk, dalla configurazione, del numero di Tag e
dalla dinamica dei segnali. I files di playback possono poi essere trasferiti da disco fisso su DVD
per una loro archiviazione a lungo termine. Questa funzione è la base per tutte le funzioni di
archiviazione successive.
Il Playback è accessibile tramite pagine grafiche comprendenti trend o caselle numeriche. Le pagine
in questione sono standard, ma vanno definiti i Gruppi Real-Time (vedi paragrafo seguente) ad essi
associati. Questi possono essere anche configurati facilmente dall’utente in caso di necessità (si
tratta in sostanza di implementare delle liste di Tag) ed è possibile esaminare dati anche preesistenti
alla creazione del gruppo, purchè archiviati nei playback disponibili (al contrario dei gruppi storici
che iniziano a registrare solo dal momento in cui sono stati costruiti).
I Calcoli di Prestazioni prevedono di default una certa configurazione (10 giorni) di Playback, che
può essere modificata in accordo alle esigenze specifiche.
Archiviazione su Gruppi
La funzione viene realizzata suddividendo in gruppi le Tag che si vogliono archiviare in questo
modo. Generalmente la suddivisione è per aree funzionali ed ogni gruppo storico contiene dati
analogici e/o digitali, ed ha una propria frequenza di archiviazione (tipicamente con periodo di
campionamento orario). Ogni gruppo deve avere caratteristiche omogenee, ovvero di tipologia di
punto (valore istantaneo oppure media, oppure max, ecc.) e di frequenza di archiviazione. Esistono
anche Gruppi Real Time, utilizzati per visualizzare trend e/o liste di valori real-time, che si
appoggiano direttamente sui dati di Playback, senza un vero proprio archivio dedicato.
I dati di ciascun gruppo sono mantenuti in un file circolare su disco dimensionato per contenere più
mesi di campionamenti. Quando lo spazio relativo é esaurito, la registrazione continua cancellando i
dati più vecchi, ma i dati possono comunque essere trasferiti su CD per archiviazione su lungo
termine. In ogni caso i dati sono disponibili per le stampe su richiesta (periodiche se riversati su
report). Un’eventuale modifica di assegnazione delle variabili ai gruppi consiste nell’aprire il file
ASCII dove sono definte le Tag, cambiare i nomi, e di “ricompilare” il file.
Il calcolo di Prestazioni di default prevede un certo numero di Gruppi Real-time predefiniti per la
visualizzazione di dettaglio dei Trend.
64
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
•
2.7 REPORT
Report
Come standard, il sistema prevede dei Report sul Sommario Unità e componenti, attivabili da utente
tramite tasto dedicato.
I Report, in formato Excel, comprendono i dati attuali (da Playback) delle principali variabili di
ingresso da campo e le uscite di Sommario.
Le variabili e la struttura del Report sono inseriti nella directory Config\Reports, mentre i Report
prodotti compaiono nella directory Reports.
65
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3. FUNZIONI GENERALI
3.1 VERIFICA DELLE CONDIZIONI IMPIANTISTICHE
Quando il modulo Calcolo di Performance è attivo. le diverse operazioni di calcolo vengono
realizzate in maniera automatica secondo la sequenza temporale identificata dai parametri di
frequenza e offset prestabiliti. Tuttavia, anche se i calcoli sono continuamente eseguiti, in taluni
momenti del ciclo produttivo dell’impianto i risultati degli stessi possono essere più o meno
significativi e/o affidabili. In entrambi i casi è comunque desiderabile mettere in relazione il
risultato di performance con la condizione di impianto che lo ha generato.
A tale scopo vengono calcolati alcuni indici fondamentali dello stato dell’impianto che vengono
usati per identificare la significatività dei risultati dei calcoli di prestazione. Gli indici definiti sono i
seguenti:
• Verifica Assetto Normale
• Verifica Condizione di Regime
Barra di Stato
3.1.1 Assetto Normale
Quando l’impianto si trova ad operare in condizioni diverse dal normale esercizio quali ad esempio,
Start-up, Shut-down, carico minore del Carico Minimo, i Calcoli di Prestazione risultano
scarsamente significativi ed è necessario che questo sia opportunamente reso evidente. Per stabilire
se l’impianto sta operando in una condizione di funzionamento significativa ai fini del
monitoraggio delle prestazioni, si calcola un flag di ASSETTO controllando una condizione di
assetto attuale.
Ad esempio, per il turbogas viene verificato che la potenza lorda sia superiore al valore di minimo
tecnico:
Potenza Elettrica Turbogas > “valore carico minimo tecnico” [MW ]
in accordo con la definizione di CMT.
Se questa condizione è verificata, la flag di assetto assume la dicitura >CMT e i risultati dei calcoli
sono considerati attendibili. Altrimenti, la flag di assetto assume la dicitura <CMT e i risultati dei
calcoli sono definiti “bad” (non attendibili).
Analogamente è definita una condizione di assetto per la turbina a vapore. La condizione di assetto
per il GVR è indotta dalla condizione di assetto del turbogas e la condizione di assetto per il
condensatore è indotta dalla condizione di assetto della turbina a vapore. La condizione di assetto
dell’intero ciclo combinato è dato dalla combinazione delle precedenti condizioni di assetto.
66
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3.1.2 Condizione di Regime
La condizione di regime dell’impianto è definita dalla costanza nel tempo delle grandezze misurate
e quindi dalla chiusura dei bilanci di massa ed energia in ogni istante. In transitorio, invece, i bilanci
risultano aperti e, poichè su questi si basano gli indici di prestazione (nella condizione di impianto a
regime), eventuali calcoli in transitorio dovrebbero, in linea di principio, essere considerati
inaffidabili.
In pratica, sia perchè le variazioni non sono mai estremamente rapide (ne risulterebbero stress
inaccettabili per l’impianto) e sia perchè il filtraggio temporale dei dati di ingresso attenua l’impatto
di un transitorio, i calcoli vengono comunque eseguiti.
Tuttavia è importante che le prestazioni durante il transitorio possano essere opportunamente
individuate e a tale scopo viene calcolato un flag di STATO sulla base delle seguenti misure:
• Carico elettrico di TG
• Carico elettrico di TV
• Temperatura e Pressione all’Ammissione del turbogas (valori ambientali)
• Portata combustibile
• Portata vapore e/o acqua alimento
Se la Deviazione Standard dei parametri di cui sopra, calcolati nel Periodo di Calcolo, è al di sopra
di una banda del 5% rispetto al valor medio (lo span per i valori a media sostanzialmente nulla),
allora il flag di stato assume la dicitura VARIABILE e i risultati dei calcoli sono considerati
passibili di inattendibilità e devono essere attentamente riconsiderati in caso di analisi off-line.
Altrimenti, la flag di stato assume la dicitura REGIME e i risultati dei calcoli sono considerati
attendibili.
67
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3.2 STATO MISURE
Stato delle Misure
Per semplificare l’analisi di situazione anomale, spesso determinate da misure in bad o fuori range,
il sistema prevede delle pagine, suddivise tra comuni di impianto, di Unità e per singolo
componente, dedicate alla visualizzazione dei dati di misura di ingresso e dei rispettivi dati mediati/
convertiti.
Questa pagina, richiamabile dal Menu ad albero oppure dal Pop-Up inserito nello Schema Impianto
di Unità, può essere inoltre utilizzata per forzare qualche ingresso nel caso in cui il relativo
trasmettitore è fuori servizio.
68
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3.3 POP-UP DI SELEZIONE
Selezione valore da pop-up di comando
Stazione non abilitata al Controllo
Clickare sul dato col tasto destro del mouse
Selezionare “Parametri Operativi”
Opzione “Write”
Inserire il nuovo dato e premere OK
Stazione abilitata al Controllo
Clickare sul dato col tasto destro del mouse
Selezionare “Controllo”
Nel Pop-up che appare selezionare SP
Scrivere il nuovo valore nella finestra
69
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4. FUNZIONI PER UNITA’/ COMPONENTE
4.1 CICLO COMBINATO
Sinottico di Unità
1 – Schema di Processo
Riporta i valori mediati di combustibile e potenze prodotte e, nel caso di cogenerazione, anche il
vapore esportato.
Le aree sono sensibili e conducono al componente prescelto.
2 – Stato Misure
Si accede alle pagine in cui sono riportati la descrizione della misura, il suo valore da campo e il suo
valore mediato.
70
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3 – Flussi Energetici
Sono riportati (ved. figura) i valori di potenza termica in ingresso e in uscita, evidenziando le varie
cause principali di perdita.
I valori in MW sono dinamici e cambiano ad ogni ricalcolo.
Diagramma dei Flussi Energetici del Ciclo Combinato
4 – Trend
Riporta su una scala di 8 ore i valori di:
• potenza
• consumo specifico CS effettivo
• consumo specifico CS ottimale
71
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
5 – Calcolo del CS Riferimento
Prospetto Consumo Specifico di Riferimento
Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico
del CS di Riferimento.
Tale calcolo richiede il calcolo della Potenza Corretta (vedi Cap. 5), quindi il quadro mostra la
potenza misurata a cui sono algebricamente sommate le correzioni (Cause Esterne) per riportare il
valore in condizioni ISO. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo
valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale.
Con la Potenza Corretta si entra nella Curva di Consumo Specifico dell’Unità e si calcola il valore
del CS Riferimento, ovvero del CS in condizioni ISO, evidenziando la correzione rispetto al CS
Nominale (ovvero al 100% del carico).
Il valore di CS Riferimento viene quindi riportato sulla pagina principale per le successive
elaborazioni.
72
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
6 – Calcolo Potenza Ottimale
Prospetto Potenza Ottimale
Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico
della Potenza Ottimale.
Il dato di partenza è il Consumo di Calore Corretto (la correzione di tale consumo di calore non è
evidenziata sul mimico per semplicità, ma è effettuata nel codice in ottemperanza a quanto descritto
nel par. 5).
A partire da questo dato si entra nella curva che mette in relazione il consumo di calore con la
potenza prodotta e che quindi fornisce la Potenza di Riferimento in condizioni ISO.
Il valore di Potenza Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente alla Potenza di
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione
della Potenza.
La Potenza Ottimale così ottenuta rappresenta la potenza massima ottenibile nelle condizioni
assegnate dato il consumo attuale.
7 – Calcolo del CS Ottimale
Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento.
Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione
della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di
riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di
CS.
Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni.
73
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
8 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili)
Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni
correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e
percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita
con la barra di color rosso.
Nel caso dell’Unità i valori che sono presi in considerazione sono i rendimenti dei componenti
fondamentali (turbogas, GVR e turbina a vapore) confrontati con i valori ottimali. L’effetto dello
scostamento è quindi riportato all’Unità tramite la teoria dei coefficienti di riporto (par. 5).
Sono inoltre riportate altre cause non direttamente riconducibili ai componenti principali (di regola
il consumo degli ausiliari).
La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre
Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegabili nell’ambito
delle cause considerate nell’analisi.
9 – Sommario
Il Sommario riporta le principali grandezze di Unità, ovvero il Consumo Specifico Netto Effettivo e
Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Netto (η = 860/CS) messe a confronto con i rispettivi
valori Ottimali.
Il Consumo Specifico Atteso è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause interne; quindi la
differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto degli Scostamenti
per Cause Interne.
74
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.2 TURBOGAS
Sinottico Prestazioni Turbogas
1 – Schema di Processo
Riporta i valori principali del componente. In particolare sono riportati i dati del combustibile e
dell’aria in ingresso, le condizioni del fluido motore nei vari stadi (ingresso compressore, uscita
compressore, ingresso turbina e scarico), le potenze lorde e nette.
Non tutte le grandezze riportate sono misurate. In particolare sono ottenute da calcolo la portata aria
e/o fumi (si veda Analisi Fumi) e la Temperatura Ingresso in Turbina (TIT).
Quest’ultima è calcolata dall’entalpia in ingresso alla turbina .
Per ricavare quest’ultima si utilizza una Macro di Libreria che effettua un bilancio energetico
attorno alla turbina:
Mg (Hin - Hout) = Pmech + Pcompr
dove: Mg = portata fumi
Pmech = potenza elettrica lorda misurata + perdite elettriche e meccaniche (stima)
Pcompr = potenza assorbita dal compressore (portata aria∗differenza entalpia aria)
Hout = entalpia di scarico dei fumi
Da tale bilancio si ottiene Hin che è funzione della TIT e della composizione fumi (nota), e quindi
si ottiene la TIT invertendo le Tavole dei Gas.
75
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2 – Parametri Combustibile
In generale la pagina che permette la gestione del Combustibile è posta come richiamo del
Turbogas.
Il pop-up dei parametri combustibile consente di visualizzare sia dati provenienti dal campo,
raggruppati nella colonna Cromatografo, sia valori inseribili dall’operatore, sotto la colonna
Analisi. L’uso del valore impostato o del valore calcolato, in caso di indisponibilità del valore da
gas-cromatografo, è selezionabile mediante il relativo selettore di indisponibilità.
Nel pop-up sono anche riportati il valore di costo del combustibile da utilizzare per monetizzare lo
scostamento dei consumi specifici e la data di inserimento.
Si può anche inserire, se disponibile, una stima basata su metodi alternativi (es. densimetro).
Parametri Combustibile
76
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3 – Curva Espansione
La Curva di Espansione rappresenta il ciclo termodinamico su un diagramma Entalpia-Entropia ed è
l’equivalente del Diagramma di Mollier per il Turbogas. La rappresentazione ha scopo
essenzialmente concettuale in quanto mostra in modo evidente il significato dei Rendimenti
Isoentropici del Compressore e della Turbina.
Ciclo Termodinamico del Turbogas
ηcomp=100*ΔH12s/ΔH12
ηturb=100*ΔH34/ΔH34s
Rendimento Isoentropico del Compressore
Vale la formula di carattere generale:
Eta = 100 * (Hout_isentropico - Hin)/(Hout - Hin)
Usando le funzioni termodinamiche dell’aria umida di Libreria il calcolo funziona come segue:
Calcolo l'umidità specifica X (kg vap/kg aria secca) dalle condizioni ambientali Patm, Tatm,
Umidità relativa %
Calcolo Hin come funzione di T ingresso compressore e di X
Calcolo Sin (entropia) come funzione di T ingresso compressore, P ingresso compressore e di X
Calcolo Tout_isentropico uscita come funzione di Sin, Pout e X
Calcolo Hout_isentropico come funzione di Tout_isentropico e di X
Calcolo Hout come funzione di Tout e di X
Uso la definizione
Tutti i conti sono raccolti in una Macro di Libreria che dati Pin, Pout, Tin, Tout, X calcola il
rendimento.
77
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Rendimento Isoentropico della Turbina
Il rendimento isoentropico di turbina è:
Eta = 100 * (Hin - Hout) / (Hin -Hout_isentropico)
Nel caso della Turbina a Gas, deve essere calcolata (con bilancio energetico) la temperatura
ingresso Turbina e deve essere nota la composizione dei fumi. Note queste si procede al calcolo
sulla falsariga:
Calcolo Hin come funzione di T ingresso e composizione fumi
Calcolo Sin (entropia) come funzione di T ingresso compressore, P ingresso compressore e
composizione fumi
Calcolo Tout_isentropico uscita come funzione di Sin, Pout e composizione fumi
Calcolo Hout_isentropico come funzione di Tout_isentropico e composizione fumi
Calcolo Hout come funzione di Tout e composizione fumi
Uso la definizione
4 – Flussi Energetici
Flussi Energetici Turbogas
Sono riportati i valori di potenza termica in ingresso e in uscita, evidenziando le varie cause
principali di perdita.
Nella finestra vengono evidenziati anche i valori di potenza meccanica assorbita dal compressore ed
erogata dalla turbina, ed anche un errore di bilancio che indica quanto questo si “chiuda”
correttamente.
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Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
5 – Analisi Fumi
E’ una pagina di confronto tra dati di emissione e di bilancio, volta a stabilire la correttezza della
portata fumi ed evidenziare scostamenti significativi tra l’analisi inserita e quanto realmente
bruciato. Nella pagina sono presenti 3 differenti valori di portata fumi:
• Misura diretta
• Emissioni (O2+composizione combustibile)
• Bilancio (ISO 2314)
Analisi Fumi
L’operatore può selezionare su Misura oppure su Ossigeno (Selettore 1), e quindi decidere se per i
calcoli successivi usare il valore desunto dalle Emissioni o da Bilancio (Selettore 2).
Portata Fumi da Emissioni
1. calcolo valori % di C, H, S, O, N nel combustibile;
2. calcolo rapporto Mast portata aria/portata combustibile in condizioni stechiometriche;
3. calcolo portata fumi stechiometrici secchi Mgst, considerando che nella composizione secca
sono presenti solo N2 e CO2;
4. calcolo eccesso d’aria secca con la formula K*O2/(21-O2) dove K è un coefficiente che
dipende dai pesi molecolari (prossimo a 1)
5. calcolo dell’aria secca per kg di combustibile Ma’ = Eccesso * Mgst + Mast;
79
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
6. calcolo aria Ma = Ma’ * Mf *(1+X) essendo Mf la portata combustibile e X l’umidità
specifica;
7. calcolo portata fumi Mg = Ma + Mf
Rispetto alla sequenza indicata i calcoli sono organizzati in modo leggermente diverso, ovvero
calcolando la CO2 nei fumi e con la conoscenza di questa la portata fumi, in modo da sfruttare
l’eventuale misura CO2.
Portata Fumi da Bilancio Energetico sul Turbogas (ISO 2314)
Qadexc = Madexc[Had(Tfg) – Had(Ta)]
Tfg = temp. fumi
Ta = temp. ing. compr.
Madexc = Ma/(1+X)-μ·Mf
μ = rapporto aria/comb.stech.
Qma = Mma[Hma(Tfg)–Hma(Ta)]
Mma = X*Ma/(1+X)) portata di vapor acqueo
X = umidità specifica
Qacomb = (1+ μ) Mf Hfgd(Tfg) - μ Mf Had(Ta)
Hfgd = entalpia fumi umidi per combustione stechiometrica in aria secca
Qf = ηcc Mf PCI + Mf Cp Tf
PCI = potere calorifico inferiore,
ηcc = rendimento combustione
Qmech = P + Mechanical losses + Electrical losses
Il Bilancio energetico della Turbina a Gas impone che sia Qf = Qmech +Qadexc + Qma + Qacomb
Definita l’entalpia dell’aria umida come Ha (T) = [Had(T) + X Hma(T)]/(1+X), si ha:
Ma = (Qf - Qmech – Qchem)/ (Ha(Tfg) – Ha(Ta))
Qchem = (1+μ) Mf Hfgd(Tfg) - μ Mf Had(Tfg) variaz. di energia dovuta a diversa composizione.
80
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
6 - Manutenzione Straordinaria
Invecchiamento
La figura mostra l’effetto dell’invecchiamento come funzione delle ore di fiamma (equivalenti) e
l’impatto dei trattamenti ordinari (lavaggi on-line e off-line) e straordinari.
Il sistema di Calcolo Prestazioni non è in grado di seguire l’andamento dovuto alle manutenzioni
ordinarie, ma implementa le curve di perdita media, che sono fornite per il Turbogas dal costruttore
e sono funzione, oltre che delle ore di fiamma, anche del numero di Manutenzione Straordinaria alla
quale si riferiscono.
L’effetto è poi trasferito al ciclo combinato attraverso la teoria dei Coefficienti di Riporto.
Le curve in questione ripartono sempre da zero (sia come ascissa e sia come ordinata) in quanto
l’offset dipende dal valore raggiunto prima dell’intervento.
Quindi, nel caso di Manutenzione Straordinaria, l’operatore deve aprire l’apposito pop-up ed
inserire il numero progressivo di manutenzione effettuato.
Il sistema a questo punto memorizzerà gli attuali valori di ore di fiamma e di degrado, sconterà al
degrado stesso il recupero dovuto alla manutenzione e passerà quindi ad utilizzare le nuove curve.
7 – Trend
Riporta su una scala di 8 ore i valori di potenza, CS effettivo e CS ottimale.
81
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
8 – Calcolo del CS Riferimento
Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico
del CS di Riferimento.
Tale calcolo richiede il calcolo della Potenza Corretta (ved. Cap. 5); quindi il quadro mostra la
potenza misurata a cui sono algebricamente sommate le correzioni (Cause Esterne) per riportare il
valore in condizioni ISO. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo
valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale.
Con la Potenza Corretta si entra nella Curva di Consumo Specifico dell’Unità e si calcola il valore
del CS Riferimento, ovvero del CS in condizioni ISO, evidenziando la correzione rispetto al CS
Nominale (ovvero al 100% del carico).
Il valore di CS Riferimento viene quindi riportato sulla pagina principale per le successive
elaborazioni.
Prospetto Consumo Specifico di Riferimento
82
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
9 – Calcolo Potenza Ottimale
Prospetto Potenza Ottimale
Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico
della Potenza Ottimale. Il dato di partenza è il Consumo di Calore Corretto (la correzione di tale
consumo di calore non è evidenziata sul mimico per semplicità, ma è effettuata nel codice in
ottemperanza a quanto descritto nel par. 5). A partire da questo dato si entra nella curva che mette in
relazione il consumo di calore con la potenza prodotta e che quindi fornisce la Potenza di
Riferimento in condizioni ISO.
Il valore di Potenza Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente alla Potenza di
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione
della Potenza.
La Potenza Ottimale così ottenuta rappresenta la potenza massima ottenibile nelle condizioni
assegnate dato il consumo attuale.
10 – Calcolo del CS Ottimale
Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento calcolato nel relativo prospetto.
Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione
della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di
riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di
CS.
Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni.
83
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
11 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili)
Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni
correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e
percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita
con la barra di color rosso.
La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre
Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati.
Tra queste cause compaiono anche il rendimento compressore e turbina (il cui calcolo del valore
attuale è già stato esaminato) ed il rapporto di compressione. L’effetto dei suddetti parametri sul
Consumo Specifico viene valutato con le seguenti formule:
Rendimento Compressore
CFCS = 1 −
PC
PTG
⎛
1
⋅ ⎜⎜1 −
⎝ CS TG
⎞ Δη C
⎟⎟ ⋅
⎠ ηC
Rendimento turbina
CFCS = 1 −
PT Δη T
⋅
PTG η T
Rapporto Compressione
⎛ c
CFCS = 1 − ⎜1 − v
⎜ c
p
⎝
⎞
⎟ ⋅ (CS − 1) ⋅ Δβ
⎟
β
⎠
12 – Sommario
Il Sommario riporta le principali grandezze di TG, ovvero il Consumo Specifico Lordo Effettivo e
Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Lordo (η = 860/CS), Rendimenti di Compressore e
Turbina (vedi Curva Espansione) e Rapporto Compressione, messe a confronto con i rispettivi
valori Ottimali.
Il Consumo Specifico Atteso (ovvero indiretto) è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause
interne e quindi la differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto
degli Scostamenti per Cause Interne.
84
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.3 GENERATORE DI VAPORE A RECUPERO
Sinottico Prestazioni GVR
1 – Schema di Processo
Riporta i valori mediati di ingresso da TG (eventualmente combustibile se il GVR è dotato di postcombustione), fumi al camino e i parametri (pressione, temperatura e portata) del fluido
acqua/vapore alla superficie di controllo tra GVR e Turbina a Vapore. Nel caso di cogenerazione
viene visualizzato il vapore esportato oppure il riscaldamento del gas.
La rappresentazione serve anche a monitorare i flussi principali che contribuiscono al calcolo del
Rendimento Diretto che è dato dal rapporto tra calore ceduto all’acqua/vapore e calore entrante con
i fumi.
2 – Analisi Fumi
E’ lo stesso pop-up del TG, in assenza di Post-Combustione. Altrimenti questo pop-up riporta le
condizioni al camino mentre quello del TG le condizioni di uscita del TG stesso.
85
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3 – Flussi Energetici
I flussi servono oltre a dare un’idea delle perdite, e a monitorare come si ottiene il Rendimento
Indiretto, che è proprio il calore uscente dal GVR calcolato per differenza tra l’ingresso e le perdite
misurate e/o stimate.
Flussi Energetici GVR
86
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4 – Calcolo Rendimento
Selezione portate di vapore/tipo rendimento
Questo prospetto permette di verificare le misure di portata con la possibilità di selezionare le
misure di vapore o i valori calcolati delle stesse in funzione delle sole misure di acqua (più
affidabili nel caso di bassi carichi) tramite i selettori (uno per ogni misura) indicati in 1.
Il selettore 2 consente di selezionare tra Rendimento Diretto e Indiretto non solo come dato del
componente, ma anche come ingresso dei successivi calcoli (incluso calore fornito alla Turbina a
Vapore), che quindi, nel caso di selezione di INDIRETTO, verrà calcolato come
QTV = ηGRV_ind Qfumi_TG – Qexp
dove Qexp è il calore esportato (per cogenerazione o preriscaldo combustibile).
5 – Trend
Riporta su una scala di 8 ore i valori di Rendimento Diretto, Indiretto, Ottimale e di calore entrante
(il carico termico delle caldaie tradizionali).
87
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
6 – Calcolo del Rendimento Ottimale
Tipica Matrice delle Correzioni per GVR
Il dato di partenza è il Rendimento di Riferimento, che è il valore (costante) desunto dalle
condizioni di riferimento delle curve di correzione GVR.
Il valore di Rendimento Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al Rendimento di
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni, ovvero indotti dal Turbogas per la
sola variazione di carico e/o temperatura ambiente, desunte dalle Curve di Correzione. Per ogni
correzione sono riportati il valore ottimale della variabile (es. la temperatura di uscita fumi
dichiarata dal fornitore del Turbogas per il determinato valore di carico e temperatura ambiente), il
suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento.
Il valore ottenuto è il miglior rendimento realizzabile nelle attuali condizioni.
7 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili)
Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni
correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e
percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita
con la barra di color rosso.
La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre
Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati.
8 - Sommario
Oltre ai Rendimenti Diretto, Indiretto e Atteso, nel sommario del GVR, compaiono anche calore
entrante come fumi dal TG (riferimento 0ºC) e calore ceduto al TV.
88
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.4 TURBINA / CICLO A VAPORE
Sinottico Prestazioni Turbina a Vapore
1 – Schema di Processo
Riporta il valore di pressione, temperatura e portata in ingresso ed uscita stadi di turbina e la
potenza lorda e netta generata. Inoltre riporta anche il titolo del vapore in uscita dallo stadio BP.
Il calcolo del titolo X si basa sui seguenti passi:
1. Calcolo Potenza meccanica stadio di AP e MP
PAP = MAPinHAPin – MAPoutHAPout – leakageAP
PMP = MMPinHMPin – MMPoutHMPout – leakageMP
2. Calcolo Potenza stadio BP da bilancio su TV
PBP = P + perdite meccaniche/elettriche – PAP – PMP
QBPout = MBPinHBPin – PBP – leakageBP
3. Calcolo Potenza Termica uscita BP:
4. Calcolo Entalpia di uscita: HBPout = QBPout/(MBP – leakageBP)
dove MBP portata BP (da bilancio di massa)
5. Calcolo del Titolo: X = 100*(HBPout – Hw)/(Hs – Hw)
dove Hw, Hs sono l’entalpia di acqua e vapor saturo
89
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2 – Analisi Leakage
Analisi dei Leakage
Il prospetto rappresenta i valori delle sfuggite in termini di portate ed entalpie. Questi calcoli sono
utili per stabilire, in modo più corretto, portate ed entalpie nei vari stadi (vedi calcolo Titolo del
vapore) e quindi migliorare la precisione dei risultati.
Per le entalpie si cerca di legare l’entalpia delle sfuggite alle condizioni del vapore principale.
Invece per le portate, se non si hanno informazioni a sufficienza, ma si dispone di qualche bilancio,
si interpolano i dati assumendo come variabile di riferimento la portata di vapore SH di AP.
Quando invece sono disponibili le suddette informazioni si utilizzano le formule classiche, per le
quali le sfuggite sono di 3 tipi:
Efflusso critico
Tipo “Martin”
% Portata
M =K
P1
v1
⎛P
1 − ⎜⎜ 2
⎝ P1
2
⎞
⎟⎟
P1
⎠
M =K
P
v1
N − ln 2
P1
M = K ⋅ Mvapore
dove con l’indice 1 si intendono i valori a monte e con l’indice 2 i valori a valle.
90
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3 – Curva di Espansione
Diagramma di Mollier dinamico
Per seguire la correttezza dell’espansione in turbina il sistema consente di visualizzare la curva di
espansione nel diagramma entalpia-entropia (Diagramma di Mollier).
Si individuano così sullo stesso diagramma 4 rette significative delle espansioni di AP, MP, BP e
del controrecupero allo scarico, rette che vengono dinamicamente aggiornate ad ogni step di calcolo
(in alcuni casi, mancando le informazioni sul controrecupero oppure non disponendo di qualche
misura, il diagramma può risultare semplificato con 2 o 3 tratti soltanto).
Per quanto riguarda il punto di fine espansione, l’entalpia HBPout viene determinata sulla base del
bilancio energetico dello stadio di BP (vedi calcolo del titolo già descritto in precedenza).
Oltre al diagramma di espansione attuale, è anche rappresentata la curva di espansione teorica.
Questa viene determinata assumendo i valori di rendimento nominali.
91
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4 – Flussi Energetici
Flussi Energetici
I Flussi energetici partono dalla potenza termica ceduta dal GVR e forniscono la suddivisione per le
varie perdite. Vengono inoltre calcolati anche i singoli contributi in potenza meccanica degli stadi
di turbina.
5 - Condensatore
Si veda il relativo paragrafo.
6 - Trend
Riporta su una scala di 8 ore i valori di potenza, CS effettivo e CS ottimale.
7 – Calcolo CS di Riferimento
Il calcolo del CS di Riferimento è semplificato rispetto al caso del TG e dell’Unità perchè non si
effettua le correzioni sulla potenza, ma si utilizza direttamente il valore della stessa per determinare
la modifica del CS con il carico.
8 – Calcolo del CS Ottimale
Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento calcolato nel relativo prospetto.
Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS
Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione
della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di
92
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di
CS.
Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni.
9 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili)
Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni
correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e
percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita
con la barra di color rosso.
La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre
Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati.
10 – Sommario
Il Sommario riporta le principali grandezze di TV ovvero il Consumo Specifico Lordo Effettivo e
Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Lordo (η = 860/CS), messe a confronto con i rispettivi
valori Ottimali.
Il Consumo Specifico Atteso è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause interne e quindi la
differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto degli Scostamenti
per Cause Interne.
93
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
4.5 CONDENSATORE
Condensatore
1 – Schema di Processo
Lo schema di processo mostra le grandezze lato vapore a sinistra e lato acqua di circolazione a
destra. La portata di acqua di circolazione è normalmente calcolata con il bilancio:
Mcirc = Q/(Hcirc_out – Hcirc_in)
ove Q è il calore ceduto all’acqua di circolazione calcolato da bilancio.
94
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
2 – Scostamenti Condensatore
Vengono suddivise le cause in cause Esterne (normalmente la temperatura di ingresso dell’acqua di
circolazione) ed Interne.
Poichè la curva di correzione è fortemente non lineare, vengono calcolati contributi per causa
esterna (ovvero per pressione ottimale) e complessivo desumendo quello per causa interna per
differenza (ved. figura).
Ovvero nel caso tipico, se CF(P) è la correzione per assegnata potenza, si avrà:
ΔCSe = CF(Pottimale) – 1
ΔCS = CF(Pmisurata) – 1
ΔCSi = ΔCS - ΔCSe
dove la Pottimale è calcolata, a parità di calore smaltito, a temperatura di acqua di circolazione
misurata, ma con portata di circolazione e coefficiente di scambio termico nominali.
Calcolo scostamenti Condensatore
A questo punto calcolando la pressione Psubottimale a parità di calore smaltito, a temperatura di acqua
di circolazione misurata, con portata effettiva (calcolata) dell’acqua di circolazione e coefficiente di
scambio termico nominali, si potrà anche determinare sulla stessa falsariga il contributo (interno)
dovuto alla portata di acqua di circolazione:
ΔCSi’ = CF(Psubottimale) - 1 - ΔCSe
95
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
3 – Sommario Condensatore
Nel sommario compaiono il totale scostamento sul CS rispetto alla Pressione Ottimale e un insieme
di altre grandezze di scambio termico definite come segue:
Differenza di Temperatura Logaritmica LMTD (Logarithmic Mean Temperature Difference)
Rappresenta la differenza di temperatura efficace per lo scambio termico, cioè per la quale vale
ancora la formula:
Q = U*S*ΔTLMTD
(U=coeff.scambio, S = area)
Il suo valore è dato da:
ΔTLMTD = (Tout-Tin)/ln ((Tcond - Tin)/(Tcond-Tout))
Il logaritmo si giustifica a causa dell’andamento di temperatura dell’acqua che è di tipo
esponenziale.
In generale una variazione ad aumentare implica una maggiore difficoltà di scambio.
Differenza di Temperatura Terminale TTD
Il (Terminal Temperature Difference) è la differenza di temperatura tra acqua in uscita e condensato
in uscita, ovvero trascurando il sottoraffreddamento:
TTD = Tcond – Tout
In generale una variazione ad aumentare implica una maggiore difficoltà di scambio.
Fattore di Pulizia
Il Fattore di Pulizia (Cleanliness Factor) è il rapporto tra il coefficiente di scambio termico attuale
rispetto al nominale e rappresenta la bontà dello scambio termico.
CF = 100*U/Un
Il relativo calcolo si basa sui seguenti step:
•Si calcola il calore smaltito dal Condensatore, tramite bilancio complessivo del ciclo acquavapore
Qcond = QGVR – Pmeccanica
•Si calcola U = Q/(S*ΔTLMTD)
•Si calcola il CF “grezzo” come: CF’ = 100*U/Un
•Si calcola il CF correggendo il precedente con 2 fattori correttivi: CF = fc1*fc2* CF’
fc1 = fattore correttivo per temperatura acqua circolazione (da curva HEI)
½
fc2 = fattore correttivo per portata acqua circolazione fc2 = (Mrif/M)
Curva HEI
96
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Pressione Ottimale
La Pressione Ottimale è quella che competerebbe al Condensatore a parità di calore smaltito, con
temperatura di acqua di circolazione effettiva ma con portata di acqua di circolazione e Fattore di
Pulizia nominali.
Si calcola quindi a partire dalla temperatura reale di acqua circolazione Tin, calore da smaltire reale
Q (da bilancio sull'intero ciclo acqua-vapore), portata acqua circolazione nominale Mn, coefficiente
di scambio nominale Un e l'area di scambio S.
Risulta:
Tout = Tin + Q/(Mn*Cp)
Temp. acqua circolazione in uscita
ΔTLMTD = Q/(Un’*S)
Delta di Temperatura logaritmico
Un’ = Un/cf1
coeff. scambio corretto solo per Tin
A questo punto si può calcolare la Tcond ottimale risolvendo l’equazione:
ΔTLMTD = (Tout-Tin)/ln((Tcond-Tin)/(Tcond-Tout))
X
X
Tcond_ott = (e Tout-Tin)/(e -1)
dove X = (Tout-Tin)/ ΔTLMTD
e quindi dalle tavole del vapore con la Tcond ottimale si ricava la Pcond ottimale.
4 – Selezione Pressione Condensatore
E’ possibile selezionare tra la misura effettiva di pressione al condensatore e quella desunta dalla
temperatura condensato entrando nelle tavole del vapore.
97
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
5. TEORIA DELL’ANALISI DELLE PERDITE
5.1 CURVE DI CORREZIONE
Il Consumo Specifico CS e la potenza P sono in generale funzioni continue e derivabili di più
variabili fisiche quali pressioni, portate, temperature, ecc.
Potremo quindi scrivere CS = F(X1, X2, .., Xn) dove le Xi sono le variabili fisiche.
Supponendo le variabili Xi indipendenti tra loro, risulterà dall’Analisi Matematica che, attorno ad
un punto di equilibrio ovvero per un dato assetto stabile dell’impianto, vale una relazione lineare del
tipo:
ΔCS = F1·ΔX1 + F2·ΔX2 + …… +Fn·ΔXn
La funzione Fi è in generale una curva che definisce la variazione di CS per una variazione della
variabile Xi mantenendo costanti tutte le restanti variabili. Potremo ancora scrivere:
⎞
⎛
⎞
⎛
1
1
1
1
CS
ΔCS
F1 ⋅ ΔX 1 + K +
F2 ⋅ ΔX n ≈ ⎜⎜1 +
F1 ⋅ ΔX 1 ⎟⎟ ⋅ K ⋅ ⎜⎜1 +
F2 ⋅ ΔX n ⎟⎟
= 1+
= 1+
CS 0
CS 0
CS 0
CS 0
⎠
⎝ CS 0
⎠
⎝ CS 0
Le funzioni CF=1+(1/CS) Fi ΔXi sono denominate Curve di Correzione (in forma moltiplicativa)
per il Consumo Specifico. Analoga definizione vale per la Potenza.
La rappresentazione sopra esposta non è unica. Esistono le seguenti forme alternative:
1) Forma Additiva e Forma Moltiplicativa
CS = CS0 (1+ ΔCSi / CS0 ) = CS0 * CFi
Moltiplicativa
Additiva
CS = CS0 + ΔCSi = CS0 + CS0*(CFi-1)
dove il termine DCS = ΔCSi /CS0 = CF-1 è detto Scostamento.
2) Forma Relativa ed Assoluta
Soprattutto per la potenza si può avere:
P = Pn + Pn*(ΔPi / Pn)
Forma Relativa (Additiva)
Forma Assoluta (Additiva)
P = Pn + ΔPi
Nel primo caso verrà data una correzione in p.u. o in %, mentre nel secondo sarà in MW o kW.
3) Riporto alle Condizioni Attuali e riporto alle Condizioni Nominali
Le curve di correzione riportano CS e P Nominali alle condizioni Attuali. Usate all’inverso
riportano i valori Attuali a quelli Nominali. Talvolta vengono fornite queste ultime curve, che
risultano legate alle precedenti dalle relazioni:
CF’ = 1/CF
ovvero la correzione è inversa
DCS’ = - DCS
ovvero lo scostamento è opposto
Nell’elaborazione delle correzioni ovviamente è fondamentale definire in primo luogo lo
scostamento della variabile fisica a cui la curva stessa si riferisce. L’ingresso alle curve è infatti
normalmente in funzione di una differenza del parametro da un Valore di Riferimento, ovvero di un
valore, costante o dipendente da altri parametri (in primo luogo il carico), che si considera
“normale”. Tali valori di riferimento sono parte integrante della curva di correzione.
Questi parametri possono essere suddivisi in 3 categorie:
• Parametri Esterni o Non Controllabili - sono quei parametri non influenzabili dall’utente
(ambientali, combustibile, invecchiamento)
• Parametri Interni o Controllabili - sono quei parametri che l’utente può modificare per
mezzo di un’azione di controllo oppure di manutenzione ordinaria.
98
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
• Parametri Indotti - sono variabili che influenzano un componente, ma le cui variazioni
sono indotte da un altro componente, a sua volta per cause esterne o interne, e che quindi
vengono ridistribuiti di conseguenza.
5.2 USO DELLE CURVE DI CORREZIONE
Schema di Calcolo dei Valori Attesi e delle Correzioni
Attraverso l’uso delle Curve di Correzione si possono ottenere una serie di informazioni di
comparazione che permettono di stabilire se l’impianto sta funzionando in linea con le sue
caratteristiche di progetto, precisando anche le principali cause di deviazione.
In particolare vengono introdotte una serie di varianti al concetto di Consumo Specifico e di
Potenza allo scopo di permettere un’adeguata comparazione a parità di condizioni di riferimento.
99
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
CONSUMO SPECIFICO
POTENZA
• CS Effettivo - E’ il valore calcolato dai dati da • Potenza Effettiva - E’ il valore misurato
campo.
/calcolato dai dati da campo.
• CS Nominale - E’ il valore in condizioni • Potenza Nominale - E’ il valore in condizioni
nominali (carico 100% e condizioni ISO).
nominali
• CS Riferimento - E’ il valore in condizioni • Potenza di Riferimento - E’ il valore in
ISO. Deve essere calcolato alla Potenza attuale condizioni ISO. Deve essere calcolato all’attuale
“corretta”.
Consumo di Calore “corretto” ovvero applicando
tutte le correzioni.
• CS Ottimale - E’ il valore nelle condizioni
esterne attuali ed interne ideali, ovvero per il
Riferimento “corretto” per tutte le Cause
Esterne ovvero Non Controllabili.
• Potenza Ottimale - E’ il valore nelle
condizioni esterne attuali ed interne ideali,
ovvero per il Riferimento “corretto” per tutte le
Cause Esterne ovvero Non Controllabili.
• CS Atteso - E’ il valore nelle condizioni
esterne ed interne attuali, ovvero per il
Riferimento “corretto” per tutte le Cause
Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/
Controllabili.
• Potenza Attesa – E’ il valore nelle condizioni
esterne ed interne attuali, ovvero per il
Riferimento “corretto” per tutte le Cause
Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/
Controllabili.
• CS Corretto - E’ il valore che compete
all’indice effettivo riportato alle condizioni ISO,
ovvero “corretto” all’inverso per tutte le Cause
Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/
Controllabili.
• Potenza Corretta - E’ il valore che compete
alla potenza effettiva riportata alle condizioni
ISO, ovvero “corretta” all’inverso per tutte le
Cause Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/
Controllabili.
100
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Definizioni
A margine della teoria generale di cui sopra, si deve precisare quanto segue nell’effettiva
applicazione all’interno del sistema.
• I valori di riferimento sono in generale essi stessi funzione del carico o affini. In questo caso si
utilizzerà per ottenerli il dato di potenza misurata.
• Il calcolo del valore corretto per entrare nella Curva di Consumo Specifico e di Consumo di
Calore si applicherà solo al TG e al Ciclo Combinato nel suo complesso. Questa semplificazione,
giustificata dal fatto che per la TV la differenza tra misurato e corretto è usualmente molto
piccola, consente di uniformare il calcolo della TV a quanto normalmente adottato sui cicli
tradizionali, dove si utilizza come ingresso alla curva di CS direttamente il valore misurato senza
correzione.
• Il calcolo del valore corretto per TG e Ciclo Combinato per entrare nella Curva di Consumo
Specifico e di Consumo di Calore sarà effettuato, salvo diversa prescrizione, considerando solo
le Cause Non Controllabili o Esterne, che sono le più significative (in particolar modo la
Temperatura Ambiente) e per le quali sono normalmente disponibili le relative curve.
5.3 TEORIA DEI COEFFICIENTI DI RIPORTO
Nel caso del Ciclo Combinato costituito da più componenti interconnessi ci si pone la questione di
come riportare le variazioni in termini di CS e di P del singolo componente a livello di impianto,
ovvero determinare l’impatto sullo scostamento di impianto degli scostamenti dei singoli
componenti.
Si utilizzano allo scopo le seguenti formule fondamentali:
P = PTG + PTV = ηTGQ + ηGVR ηTV(1 - ηTG)Q = Q[ηTG + ηGVR ηTV(1 - ηTG)]
η = ηTG + ηGVR ηTV(1 - ηTG)
ove gli η si intendono in p.u. e le potenze sono, a rigore, lorde.
Alle relazioni di cui sopra si aggiunge la ΔCS/CS = -Δ η / η
Infine si ipotizza che ηTG , ηGVR , ηTV siano tra loro indipendenti, ovvero che la variazione di un
rendimento non influenzi gli altri. In questo modo, con opportuni calcoli, si possono ricavare i
coefficienti di riporto.
Il risultato per un ciclo semplice è:
Δη GVR
ΔCS TV
ΔCS TG
ΔCS
= K CSTG
+ KηGVR
+ K CSTV
CS
CS TG
η GVR
CS TV
P
K CSTG = TG (1 − η GVR η TV )
P
P
K CSTV = − KηGVR = TV
P
A titolo di esempio, assumendo:
PTG = 0.66·P
ηGVR = 0.85
si ha
che è poco variabile con il carico.
KTG = 0.46
ηTV = 0.35
101
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Nella figura seguente è riportato l’andamento tipico di KTG per un impianto a ciclo combinato da
380 MW.
Curva di KTG in funzione del carico
Formule analoghe valgono per la Potenza e per i Cicli Combinati più complessi.
La teoria ha dei limiti di validità che devono essere sempre tenuti presenti:
• Interdipendenza - L’ipotesi che ηTG , ηGVR , ηTV siano tra loro indipendenti, ovvero che la
variazione di un rendimento non influenzi gli altri, è vera solo approssimativamente. Ad
esempio, le variazioni di portata, temperatura e umidità dei fumi indotte dalla temperatura
ambiente causano una variazione di rendimento del GVR che non è trascurabile (circa 1% ogni
20°C). In questi casi i coefficienti di riporto sono ancora validi, ma devono essere applicati
anche agli altri componenti individuando l’effetto indotto.
• Correzioni Particolari - Nel caso del turbogas le perdite del generatore (es. per variazione
cosϕ) sono confinate nel componente. Quindi in questo caso KCSTG = PTG/P. Nel caso di
preriscaldamento del combustibile con calore esterno all’unità la correzione è estesa a livello di
ciclo e quindi in questo caso KCSTG = 1.
102
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
5.4 CALCOLO DELLE PERDITE
SISTEMA
TG
N.
GH00
DESCRIZIONE
CS @ Potenza TG
Origine
1,2
SISTEMA
TV
N.
SH14
TG
GH01
CS @ Temperatura
Ambiente
1
TV
SH15
TG
GH02
CS @ Pressione Ambiente
1
TV
SH17
TG
GH03
CS @ Umidità Ambiente
1
TV
SH18
TG
GH04
CS @ Potere Calorifico
1
TV
SH19
TG
GH05
CS @ Invecchiamento
1
TV
SH21
TG
GH07
CS @ DT Anti-Ghiaccio
1,3
TV
SH22
TG
GH08
CS @ Fattore Potenza
1
TV
SH23
TG
GH09
CS @ Temp. Combustibile
1,3
TV
SH25
TG
TG
GH11
GH12
CS @ Delta P Aspirazione
CS @ Delta P Scarico
1
1
UNITA’
UNITA’
UH00
UH01
TG
GH13
3
UNITA’
UH02
TG
GH14
3
UNITA’
UH03
TG
GH15
3
UNITA’
UH04
TG
GP01
1
UNITA’
UH05
TG
GP02
1
UNITA’
UH06
TG
GP03
1
UNITA’
UH07
TG
GP04
1
UNITA’
UH08
TG
GP05
1
UNITA’
UH09
TG
GP07
1,3
UNITA’
UH11
TG
GP08
1, 3
UNITA’
UH12
TG
GP09
1
UNITA’
UH13
GVR
BH00
CS @ Rendimento
Compressore
CS @ Rapporto
Compressione
CS @ Rendimento
Turbina
Potenza @ Temperatura
Ambiente
Potenza @ Pressione
Ambiente
Potenza @ Umidità
Ambiente
Potenza @ Potere
Calorifico
Potenza @
Invecchiamento
Potenza @ DT
AntiGhiaccio
Potenza @ Temperatura
Combustibile
Potenza @ Fattore
Potenza
Rendimento
n.a.
UNITA’
UH14
GVR
BH01
1
UNITA’
UP01
Rendimento @ Temp.
Fumi
DESCRIZIONE
CS @
Temperatura RH
Caldo
CS @
Temperatura SH
BP
CS @ Portata SH
AP
CS @ Portata SH
MP
CS @ Portata SH
BP
CS @ Rendimento
Stadio BP
CS @ Rendimento
Stadio AP
CS @ Rendimento
Stadio MP
CS @ Portata
Acqua di Reintegro
CS @ Potenza CC
CS @
Temperatura
Ambiente
CS @ Pressione
Ambiente
CS @ Umidità
Ambiente
CS @ Potere
Calorifico
CS @
Invecchiamento
CS @ DT AntiGhiaccio
CS @ Press. Cond.
Ottima
CS @ Fattore
Potenza TG
CS @ Fattore
Potenza TV
CS @ al CS TG
Origine
1, 2
CS @ Rendimento
GVR
CS @ CS TV
4
CS @ Potenza
Ausiliari/Trasform.
Potenza @ Temp.
Ambiente
3
1, 2
1, 2
1, 2
1, 2
3
3
3
2
1, 2
1
1
1
1
4
4
1, 4
1, 4
1, 4
4
4
1
103
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
GVR
BH02
GVR
BH03
GVR
BH14
GVR
BH15
GVR
BH16
GVR
BH17
GVR
BH18
TV
SH00
TV
SH01
TV
SH11
TV
SH12
TV
SH13
Rendimento @ Portata
Fumi
Rendimento @ Umidità
Fumi
Rendimento @
Temperatura Alim.
Rendimento @ Temp. RH
freddo
Rendimento @ Pressione
SH AP
Rendimento @ Pressione
SH MP
Rendimento @ Pressione
SH BP
CS @ Potenza TV
CS @ Pressione
Condensatore
CS @ Pressione
Ammissione AP
CS @ Temperatura
Ammissione AP
CS @ Delta Pressione RH
1
UNITA’
UP02
1
UNITA’
UP03
1
UNITA’
UP04
1
UNITA’
UP05
1
UNITA’
UP06
1
UNITA’
UP07
1
UNITA’
UP08
1, 3
UNITA’
UP09
Potenza @ Press.
Ambiente
Potenza @ Umidità
Ambiente
Potenza @ Potere
Calorifico
Potenza @
Invecchiamento
Potenza @ DT
Anti-Ghiaccio
Potenza @ Press.
Cond. Ottima
Potenza @ Fattore
Potenza TG
Potenza @ Fattore
Potenza TV
1
1
1
4
4
1, 4
1, 4
1, 4
1, 4
1, 2
1 ,2
1, 2
1 = da Costruttore/Impiantista 3 = da Formula
2 = da Prove di Garanzia/Esercizio 4 = per Riporto
Lista delle Curve di Correzione
In tabella sono riportate le curve normalmente adottate (altre possono aggiungersi sullo specifico
impianto).
Queste curve assieme alle curve di riferimento delle variabili a cui sono relative, sono implementate
sotto forma di interpolate di punti, oppure di polinomi, oppure di formule, all’interno delle
calcolate.
In accordo con la teoria precedente, le curve forniscono:
• scostamento potenza = -Pmisurata*(CFP(X)/CFP(X0)-1) per calcolo P corretta
•
•
scostamento di CS = CSrif*CFCS(X)/CFCS(X0)-1
per calcolo CS ottimale / atteso
correzione di Q = Qmisurata/ (CFP(X)/CFP(X0)*CFCS(X)/CFCS(X0)) per calcolo Calore corretto
• scostamento potenza = Prif *CFP(X)/CFP(X0)-1
per calcolo Potenza Ottimale
dove X è la variabile di processo e X0 è il suo valore di riferimento.
104
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
APPENDICE A1 - LEGENDA NOMI VARIABILI INTERNE
Element
Prefix
Acronym
CD
FW
GT
HR
PC
ST
UC
UN
Description
Condenser
Feed Water Pump
Gas Turbine
Heat Recovery Steam Generator
Plant Common
Steam Turbine
Unit Common
Unit
Descrizione
Condensatore
Pompa Alimento
Turbina a Gas
Caldaia a Recupero
Comune di Impianto
Turbina a Vapore
Comune di Unità
Unità
Element
Prefix
Acronym
CD
FW
GT
HR
PC
ST
UC
UN
Description
Condenser
Feed Water Pump
Gas Turbine
Heat Recovery Steam Generator
Plant Common
Steam Turbine
Unit Common
Unit
Descrizione
Condensatore
Pompa Alimento
Turbina a Gas
Caldaia a Recupero
Comune di Impianto
Turbina a Vapore
Comune di Unità
Unità
Element
Infix
Acronym
C
D
dN
dJ
dP
dR
dT
dX
E
En
F
H
I
J
Jt
K
L
N
P
Q
R
S
T
V
W
X
Y
Z
Description
Cost
Density
Number or Value Difference
Active Power Difference
Pressure Difference
Ratio or Percentage Difference
Temperature Difference
Title Difference
Voltage
Entropy
Flow
Enthalpy
Current
Power
Heating Value
Date or Time
Level
Number or Value
Pressure
Quantity
Ratio or Percentage
Speed or Frequency
Temperature
Vibration or Volume
Weight or Force
Title
Digital or Event
Position or Dimension
Descrizione
Costo
Densità
Differenza Numero o Valore
Differenza Potenza Attiva
Differenza Pressione
Differenza Rapporto o Percentuale
Differenza Temperatura
Differenza Titolo
Tensione
Entropia
Portata
Entalpia
Corrente
Potenza
Potere Calorifico
Data o Tempo
Livello
Numero o Valore
Pressione
Quantità
Rapporto o Percentuale
Velocità o Frequenza
Temperatura
Vibrazione o Volume
Peso o Forza
Titolo
Digitale o Evento
Posizione o Dimensione
Element
Suffix
Acronym
Amb
Ana
Aux
Description
Ambient
Analisys
Auxiliary
Descrizione
Ambiente
Analisi
Ausiliari
105
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Bal
Calc
Circ
Compos
Compr
Cond
Conv
Corr
HR
Balance
Calculation
Circulating (water)
Composition
Compressor
Condenser
Convection
Corrected
Heat Rate
Bilancio
Calcolo
Circolazione (acqua di)
Composizione
Compressore
Condensatore
Convezione
Corretto
Consumo Specifico
106
Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati
Element
Acronym
DFlue
Diff
Direc
Doc
Eco
Eff
Emi
Eva
Exh
Flue
FWP
Gas
Gen
HHV
HP
HRSG
HT
IGV
In
Indir
IP
LHV
LMTD
LP
LT
Meas
Mech
Nom
Opt
Out
Perc
Rad
Ref
Rel
RH
Sdev
Sens
SH
SprayW
Stm
Therm
Tot
Transf
TTD
Turb
Um
Val
vs
WFlue
Wtr
Description
Dry Flue Gas
Difference
Direct (computation)
Document
Economizer
Efficiency
Emissions
Evaporator
Exhaust
Flue Gas
Feed Water Pump
Fuel Gas
Generator
High Heating Value
High Pressure
Heat Recovery Steam Generator
High Temperature
Inlet Guide Vanes
Inlet
Indirect (computation)
Intermediate Pressure
Low Heating Value
Logarithmic Mean Temperature
Difference
Low Pressure
Low Temperature
Measured
Mechanic (power)
Nominal
Optimal
Outlet
Percentual (value)
Radiation
Reference
Relative
Re Heated (steam)
Standard Deviation
Sensitive (heat)
Super Heated (steam)
Spray Water
Steam
Thermal (power)
Total
Transformer
Terminal Temperature Difference
Turbine
Umidity
Value
Versus
Wet Flue Gas
Water
Descrizione
Fumi Secchi
Difference
Diretto (calcolo)
Documento
Economizzatore
Efficienza
Emissioni
Evaporatore
Fumi al Camino
Gas di Scarico
Pompa Alimento
Combustibile
Generatore
Potere Calorifico Superiore
Alta Pressione
Caldaia a Recupero
Alta Temperatura
Inlet Guide Vanes
Ingresso
Indiretto (calcolo)
Media Pressione
Potere Calorifico Inferiore
Diff. Temperatura Media Logaritmica
Bassa Pressione
Bassa Temperatura
Misurata
Meccanica (potenza)
Nominale
Iottimale
Uscita
Percentuale (valore)
Radiazione
Riferimento
Relativo
Riscaldato (vapore)
Deviazione Standard
Sensibile (calore)
Surriscaldato (vapore)
Acqua Attemperamento
Vapore
Termica (potenza)
Totale
Trasformatore
Differenza Temperatura Terminali
Turbina
Umidità
Valore
Rispetto a
Fumi Umidi
Acqua
107
