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5 Turbine a gas II B

Corso di
IMPIANTI di CONVERSIONE
d ll’ENERGIA
dell’ENERGIA
•Origini e sviluppo delle turbogas

schemi
L’
L’energia,
i ffonti,
ti trasformazioni
t
f•Cicli termodinamici
i i ed
deusi
i finali
fi circuitali
li
Impianti a vapore •Possibili varianti del ciclo
Prestazioni delle turbogas
•Prestazioni
I generatori
t i di vapore
•La regolazione della potenza e l’avviamento
Impianti turbogas •I componenti delle turbogas
Cicli combinati e cogenerazione
•Le emissioni delle turbogas
•Il mercato delle turbogas
Il mercato dell’energia
2
Impianti a ciclo chiuso
g impianti
p
a circuito chiuso si svolgono
g
In realtà solo negli
completamente i cicli termodinamici.
Il fluido motore non viene mai in contatto
con i prodotti
d i della
d ll combustione
b i
Possibilità di utilizzo anche di combustibili
scadenti
d ti
(olio
( li pesante,
t carbone,
b
…))
Possibilità di scegliere liberamente il fluido di
lavoro:
•alto calore specifico (Lmax)
•basso p
peso specifico:
p
ad es. monoatomico (ηmax)
•con il valore desiderato della pressione di
inizio compressione
3
Impianti a ciclo chiuso
g impianti
p
a circuito chiuso si svolgono
g
In realtà solo negli
completamente i cicli termodinamici.
Il fluido motore non viene mai in contatto
con i prodotti
d i della
d ll combustione
b i
cc
SC
Possibilità di utilizzo anche di combustibili
scadenti
d ti
(olio
( li pesante,
t carbone,
b
…))
C
T
U
Impianto
p
Possibilità di scegliere liberamente il fluido di
Westinghouse
lavoro:
•alto calore specifico (Lmax)
•basso p
peso specifico:
p
ad es. monoatomico (ηmax)
•con il valore desiderato della pressione di
inizio compressione
4
Impianti a ciclo chiuso
g impianti
p
a circuito chiuso si svolgono
g
In realtà solo negli
completamente i cicli termodinamici.
Il fluido motore non viene mai in contatto
con i prodotti
d i della
d ll combustione
b i
cc
SC
Possibilità di utilizzo anche di combustibili
scadenti
d ti
(olio
( li pesante,
t carbone,
b
…))
C
T
U
Impianto
p
Possibilità di scegliere liberamente il fluido di
Westinghouse
SC
C
C’
T
M
U
lavoro:
•alto calore specifico (Lmax)
•basso p
peso specifico:
p
ad es. monoatomico (ηmax)
•con il valore desiderato della pressione di
inizio compressione
SF
5
Impianti a ciclo chiuso
g impianti
p
a circuito chiuso si svolgono
g
In realtà solo negli
completamente i cicli termodinamici.
Il fluido motore non viene mai in contatto
con i prodotti
d i della
d ll combustione
b i
cc
SC
Possibilità di utilizzo anche di combustibili
scadenti
d ti
(olio
( li pesante,
t carbone,
b
…))
C
T
U
Impianto
p
Possibilità di scegliere liberamente il fluido di
Westinghouse
SC
C
C’
T
M
U
lavoro:
•alto calore specifico (Lmax)
•basso p
peso specifico:
p
ad es. monoatomico (ηmax)
•con il valore desiderato della pressione di
inizio compressione
SF
6
T
H
3*
3
SC
C
T
U
2*
1*
C’
M
4
4*
2
1
SF
E’ possibile in tal modo incrementare la densità del fluido di lavoro
S
7
cc
Sempre in ambito di diversa collocazione della
camera di combustione sono anche da notare
soluzioni con camera a pressione ambiente e
compressione dei gas combusti, cioè la
turbina lavora in depressione
C
T
U
Impianto
con cc a pa
Pur essendo
P
d nella
ll pratica
ti progettuale
tt l di scarsa SC
applicazione,
li
i
sono state nel passato studiate
del ciclo che permettono
T varianti
H
di migliorare il rendimento e/o il lavoro specifico dell’impianto.
3*
3
AlcuneSCdi esse sono talvolta ancora adottate in impianti di
applicazione
pp
industriale.
C
T
U
2*
1*
C’
M
4
4*
2
1
SF
E’ possibile in tal modo incrementare la densità del fluido di lavoro
S
8
Pur essendo
P
d nella
ll pratica
ti progettuale
tt l di scarsa applicazione,
li
i
sono state nel passato studiate varianti del ciclo che permettono
di migliorare il rendimento e/o il lavoro specifico dell’impianto.
Alcune di esse sono talvolta ancora adottate in impianti di
applicazione
pp
industriale.
Per migliorare il rendimento si può:
•Ridurre
Ridurre il fabbisogno di calore da introdurre
RIGENERAZIONE
•Ridurre il lavoro di compressione elevando il lavoro netto e quello specifico
COMPRESSIONE INTERREFRIGERATA
9
RIGENERAZIONE
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
10
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
Rigeneratore
cc
C
T
U
Ciclo aperto rigenerativo
11
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
Rigeneratore
Qi
Rigeneratore
cc
C
T
U
C
T
U
Ciclo chiuso rigenerativo
Ciclo aperto rigenerativo
Qu
12
RIGENERAZIONE
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
Qi
Rigeneratore
C
T
U
Ciclo chiuso rigenerativo
Qu
13
RIGENERAZIONE
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
3
T
Qi
Rigeneratore
C
T
U
Ciclo chiuso rigenerativo
Qu
4
2
1
S
14
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
3
T
Qi
Rigeneratore
C
T
U
Ciclo chiuso rigenerativo
T
Qu
5
4
4
T
2
6
2
1
S
15
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
3
T
Qi
Rigeneratore
C
T
U
Ciclo chiuso rigenerativo
T
Qu
5
4
4
T
2
Ovviamente tutto ciò è puramente ipotetico essendo
possibile solo con una capacità di scambio totale.
6
Si potrà scendere con i gas alla temperatura di
aspirazione e salire con l’aria compressa sino alla
temperatura di uscita dalla turbina, se e sole se il
RIGENERATORE ha una superficie di scambio o un
coefficiente globale di scambio di valore infinito.
infinito
2
1
S
16
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
3
T
Fattibilità:
Vantaggi:
T4 > T2
Lavoro netto inalterato
Calore introdotto ridotto
Aumento considerevole del rendimento
Considerando il caso di rigeneratore ideale con efficienza
unitaria:
η = 1−
T
5
4
4
T
2
cp ⋅ (T6 − T1 )
Qu
= 1−
cp ⋅ (T3 − T5 )
Qi
oppure:
(
(
)
)
T2 − T1
T1 ⋅ β ε − 1
η = 1−
= 1−
T3 − T4
T4 ⋅ β ε − 1
6
2
Che tenendo conto di:
1
S
T4 =
T3
βε
βε
η = 1−
τ
17
Consiste nell’utilizzo del calore contenuto nei gas scaricati dalla turbina al
p
dell’aria entrante in camera di combustione.
fine di elevare la temperatura
RIGENERAZIONE
T4 > T2
Fattibilità:
1
Vantaggi:
Lavoro netto inalterato
Calore introdotto ridotto
Aumento considerevole del rendimento
Svantaggi:
massimo rendimento con β =1
bassi valori del lavoro specifico
p
Forte aumento delle dimensioni d’impianto
η
ciclo rigenerativo T3 = 1300°C
0,8
Considerando il caso di rigeneratore ideale con efficienza
unitaria:
0,6
T3 = 900°C
T4 = T2
0,4
per un ciclo con
ciclo semplice
k = 1,4………….ε
,
= 0,2857
,
02
0,2
T1 = 15 °C
0
1
2
3
5
10
β
20 30
βε
η = 1−
τ
18
RIGENERAZIONE
REALE
Nella realtà occorrerà tener conto che:
rigeneratore
¾I coefficienti di scambio e le superfici non sono infinite, e conseguente ΔT residuo all’uscita dei gas,
¾Le due correnti subiscono perdite di pressione nell’attraversamento
nell attraversamento del rigeneratore,
¾Le perdite termiche verso l’esterno non sono nulle,
¾Le capacità termiche dei flussi di aria e di gas combusti differiscono per massa e calore specifico diversi
efficienza di rigenerazione che
ciclo reale
¾L’efficienza del compressore e della turbina possono
non supera mai il 90%
i id
incidere
sulla
ll reale
l diff
differenza d
delle
ll ttemperature
t
T4’ e T2’
19
RIGENERAZIONE
Nella realtà occorrerà tener conto che:
REALE
rigeneratore
¾I coefficienti di scambio e le superfici non sono infinite, e conseguente ΔT residuo all’uscita dei gas,
¾Le due correnti subiscono perdite di pressione nell’attraversamento
nell attraversamento del rigeneratore,
¾Le perdite termiche verso l’esterno non sono nulle,
¾Le capacità termiche dei flussi di aria e di gas combusti differiscono per massa e calore specifico diversi
efficienza di rigenerazione che
ciclo reale
¾L’efficienza del compressore e della turbina possono
non supera mai il 90%
i id
incidere
sulla
ll reale
l diff
differenza d
delle
ll ttemperature
t
T4’ e T2’
0,45
Cicli rigenerativi
η
8
10
12
15
β=6
Osservazioni:
•Con la rigenerazione il rendimento dipende meno
dal valore di β
18
0,40
24
β=30
18
•L’aumento
L aumento di rendimento diminuisce con β ed è
comunque limitato a valori ridotti del rapporto di
compressione
15
0,35
Cicli semplici
Cicli reali di
Grandi unità
con
TIT = 1280°C
0,30
12
•Il vantaggio rispetto al ciclo semplice è modesto e
non supera maii il 43% in
i questo
t caso
10
•A parità di β il lavoro specifico diminuisce per
effetto delle perdite di carico nel rigeneratore
8
6
Lavoro specifico
0,25
250
300
350
kJ/kg
400
20
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
La riduzione del lavoro compiuto per comprimere può essere operata
tramite una trasformazione che termini ad una temperatura più bassa di
quella corrispondente alla fine della trasformazione isoentropica.
Operando solo con la situazione ambientale, ciò può essere ottenuto con
una massimo di efficienza corrispondente alla compressione isoterma,
che non potrà scendere sotto la temperatura ambiente.
compressione isoterma …………. lavoro di compressione nullo
impossibile
p
21
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
La riduzione del lavoro compiuto per comprimere può essere operata
tramite una trasformazione che termini ad una temperatura più bassa di
quella corrispondente alla fine della trasformazione isoentropica.
Operando solo con la situazione ambientale, ciò può essere ottenuto con
una massimo di efficienza corrispondente alla compressione isoterma,
che non potrà scendere sotto la temperatura ambiente.
compressione isoterma …………. lavoro di compressione nullo
impossibile
p
3
T
4
2
1
S
22
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
La riduzione del lavoro compiuto per comprimere può essere operata
tramite una trasformazione che termini ad una temperatura più bassa di
quella corrispondente alla fine della trasformazione isoentropica.
Operando solo con la situazione ambientale, ciò può essere ottenuto con
una massimo di efficienza corrispondente alla compressione isoterma,
che non potrà scendere sotto la temperatura ambiente.
compressione isoterma …………. lavoro di compressione nullo
impossibile
p
3
T
possibile
compressione paraisoterma
4
2
1
S
23
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
La riduzione del lavoro compiuto per comprimere può essere operata
tramite una trasformazione che termini ad una temperatura più bassa di
quella corrispondente alla fine della trasformazione isoentropica.
Operando solo con la situazione ambientale, ciò può essere ottenuto con
una massimo di efficienza corrispondente alla compressione isoterma,
che non potrà scendere sotto la temperatura ambiente.
compressione isoterma …………. lavoro di compressione nullo
impossibile
p
3
T
possibile
compressione paraisoterma
non conveniente
4
2
1
S
24
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
La riduzione del lavoro compiuto per comprimere può essere operata
tramite una trasformazione che termini ad una temperatura più bassa di
quella corrispondente alla fine della trasformazione isoentropica.
Operando solo con la situazione ambientale, ciò può essere ottenuto con
una massimo di efficienza corrispondente alla compressione isoterma,
che non potrà scendere sotto la temperatura ambiente.
compressione isoterma …………. lavoro di compressione nullo
impossibile
p
3
T
possibile
compressione paraisoterma
non conveniente
Si dimostra che la pressione intermedia pi, per la quale è
minimo il lavoro complessivo, risulta dalla
p i = p1 ⋅ p 2
Che per n stadi ogni iesima compressione diventa
4
p i = n p1(n −i ) ⋅ p i2
Ed il rapporto di compressione di ogni stadio che fornisce il
minimo lavoro sarà dato da
βi = n βt = n
2
1
p2
p1
PUO’ ESSERE CONVENIENTE FARE UNO O DUE STADI
PUO
S
25
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
Dopo un primo salto di pressione (in teoria p i = p1 ⋅ p 2 p1 )
Si può operare un raffreddamento sino alla temperatura ambiente
La nuova compressione permetterà di raggiungere la pressione finale
3
T
pi
1
C
p2
2
2’
2’
2
C
cc
3
T
U
2*
2*
4
1’
p1
4
Q
Qr
1’
Qr
1
S
26
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA
Il ciclo (1’2’22*) così aggiunto al ciclo principale
Dopo un primo salto di pressione (in teoria p i = p1 ⋅ p 2 p1 )
d origine, ha un rendimento inferiore poiché è un
d’origine
Si può operare un raffreddamento sino alla temperatura ambiente
ciclo di Joule che si sviluppa con un salto
La nuova compressione permetterà di raggiungere la pressione finale
di pressione inferiore.
La compressione interrefrigerata ideale migliora
il lavoro specifico ma sembra
peggiorare il rendimento
3
T
pi
p2
¾al vantaggio energetico può corrispondere quindi uno
svantaggio
t
i economico.
i
2
2’
1’
2*
¾come nella rigenerazione
rigenerazione, i guadagni di rendimento si
otterrebbero con impianti che comportano cospicui
investimenti e dimensioni (2 compressori + scambiatori);
4
p1
Nel caso reale le cose possono però cambiare radicalmente
1
S
27
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
Si tratta ora di capire quanto vale il rendimento
del ciclo aggiunto (1’, 2’, 2, 2*) che però non è un
ciclo di Joule reale in quanto contempla una
espansione ad entropia decrescente
Se però analizziamo il ciclo equivalente lo possiamo
paragonare ad un ciclo di Joule ideale del quale
possiamo calcolare il rendimento.
rendimento
Cicli equivalenti ai fini del
rendimento se scambiano
le stesse quantità di calore
p2
T
2
pi
2’
2*
p1
1’
1
S
28
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
Si tratta ora di capire quanto vale il rendimento
del ciclo aggiunto (1’, 2’, 2, 2*) che però non è un
ciclo di Joule reale in quanto contempla una
espansione ad entropia decrescente
Se però analizziamo il ciclo equivalente lo possiamo
paragonare ad un ciclo di Joule ideale del quale
possiamo calcolare il rendimento.
rendimento
Cicli equivalenti ai fini del
rendimento se scambiano
le stesse quantità di calore
p2
T
2
pi
Calore entrante: A 2’ 2 B
Calore scaricato: C 1’ 2* D uguale a: A X Y B
2’
2*
Y
p1
1’
X
C A
Analizziamo ora i rendimenti nei rispettivi diagrammi
1
D B
Il ciclo (1’ 2’ 2 2*) reale anomalo
equivale
al ciclo (X 2’ 2 Y) ideale di Joule
S
29
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
0,4
η
η
l
ηr
0,3
ηi
η
p2
T
P
2
0,2
β del ciclo
equivalente
pi
0,1
2’
2*
β del ciclo
aggiunto
Y
p1
0
1
1’
X
C A
5
10
15
20
β
25
Analizziamo ora i rendimenti nei rispettivi diagrammi
1
D B
β del ciclo
principale
S
30
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
0,4
η
η
l
ηr
0,3
ηi
η
η
Pi
p2
T
2
0,2
pi
0,1
2’
2*
Y
p1
0
1
1’
X
C A
10
15
20
β
25
Analizziamo ora i rendimenti nei rispettivi diagrammi
1
D B
5
S
31
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
L’effetto benefico della refrigerazione
risulta maggiore quanto prima si effettua.
E’ maggiore infatti l’eliminazione degli effetti del controrecupero
A parità di area del ciclo è meglio che esso abbia un
rapporto di compressione più elevato possibile
Le cose migliorano ancora se si tiene conto che l’aria
più fredda alla fine della compressione
p
p
aiuta al
raffreddamento delle pale della turbine con vantaggio
ulteriore sia sul rendimento che sulla affidabilità
0,4
η
ηi
l
ηr
0,3
ηi
η
η
Pi
p2
T
2
0,2
pi
0,1
2’
2*
Y
p1
0
1
1’
X
C A
10
15
20
β
25
Analizziamo ora i rendimenti nei rispettivi diagrammi
1
D B
5
S
32
COMPRESSIONE
INTERREFRIGERATA caso reale
L’effetto benefico della refrigerazione
risulta maggiore quanto prima si effettua.
E’ maggiore infatti l’eliminazione degli effetti del controrecupero
A parità di area del ciclo è meglio che esso abbia un
rapporto di compressione più elevato possibile
Le cose migliorano ancora se si tiene conto che l’aria
più fredda alla fine della compressione
p
p
aiuta al
raffreddamento delle pale della turbine con vantaggio
ulteriore sia sul rendimento che sulla affidabilità
Osservazioni
Grandi gruppi
Il rendimento non varia sensibilmente a parità di β
0,45
β=80
Grandi gruppi
η
0,40
β=30
Cicli semplici
β=30
Piccole
unità
0,30
β=18 15
12
9
0,25
100
15
12
Il lavoro specifico aumenta invece considerevolmente
soprattutto al crescere di β
24
18
15
12
24
18
0,35
65
40
30
24
18
Comprimere sopra un β di 30 è ancora molto difficile:
con l’interrefrigerazione si può però raggiungere
valori di β molto elevati
elevati, ritoccando quindi di alcuni
punti il valore del rendimento
Piccole unità
15
12
Cicli interrefrigerati
con β1= β2
Lavoro specifico
300
500 kJ/kg 600
Il rendimento ed il lavoro specifico variano
sensibilmente a parità di β con l’impiego della
i t
interrefrigerazione
fi
i
L’INTERREFRIGERAZIONE E’
PARTICOLARMENTE ADATTA PER
GRUPPI DI PICCOLA POTENZA
33
RICOMBUSTIONE
Un modo analogo alla interrefrigerazione per aumentare il lavoro utile
Dopo un primo salto di pressione nella turbina si può pensare di riportare il gas in camera di combustione.
Vantaggi:
Svantaggi:
• accresce il lavoro sviluppato dall’impianto
• rilascia il gas a temperature molto più elevate
• mantiene la temperatura massima a valori non eccessivi • si riesce a mantenere lo stesso valore del
• impiega meglio l’aria aspirata legandola al combustibile
rendimento solo se si adottano
con un eccesso globale minore
pressioni intermedie molto elevate
• è richiesta molta più aria per il raffreddamento
delle pale delle turbine
3
T
cc
p2
pi
4’
C
2
cc
T
T
U
4
p1
1
S
34
Combinazione di
INTERREFRIGERAZIONE - RICOMBUSTIONE - RIGENERAZIONE
1
2’
2
C
cc
C
cc
T
T
U
2*
1’
Qr
T
3
3’
p2
2
4
p1
2’
2*
6
1’
Qr
1
S
35
Corso di
IMPIANTI di CONVERSIONE
d ll’ENERGIA
dell’ENERGIA
•Origini e sviluppo delle turbogas

schemi
L’
L’energia,
i ffonti,
ti trasformazioni
t
f•Cicli termodinamici
i i ed
deusi
i finali
fi circuitali
li
Impianti a vapore •Possibili varianti del ciclo
•Prestazioni delle turbogas
I generatori
t i di vapore
•La regolazione della potenza e l’avviamento
Impianti turbogas •I componenti delle turbogas
Cicli combinati e cogenerazione
•Le emissioni delle turbogas
•Il mercato delle turbogas
Il mercato dell’energia
36
Prestazioni delle turbogas
Il calcolo completo di un ciclo di turbina a gas consiste
nel trovare le caratteristiche termodinamiche dei punti
del ciclo tali da poter definire:
¾ la potenza utile sviluppata,
¾ il rendimento,
¾ le specifiche di progetto dei singoli componenti
I risultati dipendono strettamente dalla precisione con cui si sono
considerati
i singoli componenti:
lievi differenze sui valori di alcune caratteristiche
(es. rendimenti di compressori e turbine) possono portare a
notevoli differenze finali.
la massa di fluido operante nelle singole parti del ciclo:
oltre alla variazione apportata dall’introduzione di
combustibile si deve tener conto anche dell’impiego, oggi
molto esteso, dell’aria per il raffreddamento delle pale
⎡
⎛ M asp ⋅ Δh r C
⎞⎤
Pe = ⎢M fumi ⋅ Δh r T ⋅ ηoT − ⎜⎜
⎟⎟ ⎥ ⋅ ηGe
η
oC ⎠ ⎦
⎝
⎣
Portata
dei fumi
evolventi
in turbina
Salto
Rendimento Portata
entalpico organico di d’aria
reale di turbina
aspirata
turbina
dal compr.
Pe
η=
Mc ⋅ Hi
Salto
Rendimento Rend.
Rend del
entalpico organico del generatore
Portata di
reale di compr.
elettrico
combustibile
compr.
utilizzato
Potere
calorifico
inferiore
37
Prestazioni delle turbogas
Comp. Mol.%
CH4=92.92
N2=7.8
Hi= 44.14 MJ/kg
g
Mf=520.2 kg/s
T=1336°C
p=14.6 bar
Mc=14.17 kg/s
T=15°C
p=30 bar
Pt = 625.3
625 3 MWt
cc
Mac=506 kg/s
T=398.4°C
p=15.05 bar
Pe = 222.3 MWe
η = 0.3555
Comp. Mol.%
Ar=0 88
Ar=0.88
CO2=4.27
H2O=9.47
N2=74.08
O2=11.3
TIT = 1280°C
Ptd = 2.5 MWt
Pef = 394 MWt
Traf. = 4,8 kg/s
T
C
PC = 230.4 MW
Pmd = 2 MWt
Aria raff. 1° ugello
g
= 37.7 kg/s
g
Comp. Mol.%
Ar=0.92
CO2=0.03
H2O=1.04
N2=77.28
O2=20.73
PT = 457.1 MW
Ped = 2.4 MWt
Aria raff. pale turbina = 51.5 kg/s
C
F
T=15°C
UR=60%
p=1.013 bar
U
Masp=600
p
kg/s
g
T=15°C
p=1.003 bar
Mf=609.6 kg/s
T=599.7°C
p=1 02 bar
p=1.02
Comp. Mol.%
Ar=0.88
CO2=3.66
H2O=8.25
N2=74.54
O2=12.67
38
Prestazioni delle turbogas
ANALISI di SENSIBILITA’ alla variazione di parametri riferiti ad una particolare situazione progettuale
ηc
-1%
ηt
+1%
-1%
+1%
TIT
-50°C
+50°C
Tmxp
-20°C
+20°C
TIT+
Tmxp
-50°C
-20°C
+50°C
+20°C
Δpin
3 kPa
0 kPa
Δpcomb 3 kPa
0 kPa
Δpsc
6%
-1
-0.5
0
0.5
Variazione del RENDIMENTO %
0%
1
39
Prestazioni delle turbogas
ANALISI di SENSIBILITA’ alla variazione di parametri riferiti ad una particolare situazione progettuale
ηc
-1%
ηt
+1%
-1%
-1%
+1%
+1%
-1%
+1%
TIT
-50°C
+50°C
-50°C
+50°C
Tmxp
-20°C
+20°C
-20°C
+20°C
TIT+
Tmxp
-50°C
-20°C
+50°C
+20°C
-50°C
-20°C
+50°C
+20°C
Δpin
3 kPa
0 kPa
3 kPa
0 kPa
Δpcomb 3 kPa
0 kPa
3 kPa
0 kPa
Δpsc
6%
-1
-0.5
0
0.5
Variazione del RENDIMENTO %
0%
6%
1
-8
0%
-4
0
4
8
Variazione del LAVORO SPECIFICO % 40
Corso di
IMPIANTI di CONVERSIONE
d ll’ENERGIA
dell’ENERGIA
•Origini e sviluppo delle turbogas