Download pdf - Esercitazioni di centrali turbogas e cicli combinati di centrali...Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati 7 La trasformazione termodinamica dell’aria all’interno

Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati

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ESERCITAZIONI DI CENTRALI TURBOGAS E CICLI COMBINATI

Esercitazione 1 Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas Esercitazione 2 Metodi per aumentare l’efficienza dei cicli combinati riducendo la temperatura dell’aria aspirata dal turbogas Esercitazione 3 Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F Esercitazione 4 Ciclo combinato con turbina a gas SIEMENS V94.3A Esercitazione 5 Ciclo combinato multi-shaft con 2 turbine a gas GE MS9001FA


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Esercitazione 1

Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas

1. Premessa Le turbine a gas in ciclo semplice hanno oggi raggiunto prestazioni e rendimenti significativi. Tuttavia ciò è stato ottenuto sulla spinta di un forte sviluppo tecnologico, senza intervenire sulla qualità intrinsecamente modesta del ciclo termodinamico di base, che resta sempre caratterizzato da uno scarico di calore all’ambiente ad alta temperatura e da un lavoro di compressione molto elevato rispetto a quello di espansione. Per ridurre l’impatto di queste caratteristiche non positive sono possibili alcuni interventi sul ciclo termodinamico, anche se, attualmente, nelle applicazioni industriali si preferisce un ciclo semplice ad alta tecnologia in luogo di un ciclo complesso con prestazioni più avanzate. Una prima variante del ciclo della turbina a gas è la cosiddetta rigenerazione, ossia l’inserimento, tra compressore e combustore, di uno scambiatore di calore (rigeneratore) che preriscalda l’aria comburente prelevando calore dai gas di scarico prima di rilasciarli all’ambiente.

Se si considerasse il ciclo ideale rigenerativo (gas perfetto e rigeneratore ideale, ossia senza perdite e con scambi di calore in ogni punto della trasformazione sotto differenze di temperatura infinitesime), si avrebbe che T2=T6 e T4=T5. In tali condizioni il lavoro della turbina e del compressore rimarrebbero inalterati, mentre verrebbe ridotto il calore entrante nel ciclo, poiché sarebbe necessario passare da T5 a T3 anziché da T2 a T3: il rendimento del ciclo aumenterebbe. Nel caso reale, a causa delle perdite e per la irreversibilità dello scambio nel rigeneratore, il miglioramento di rendimento risulta ridotto. Una seconda operazione atta a migliorare le prestazioni del ciclo a gas è la compressione interrefrigerata. La compressione è realizzata in due fasi, intercalate da uno scambiatore di calore (intercooler) che riduce la temperatura intermedia. L’interrefrigerazione è pratica comune nei compressori industriali: lo scopo è quello di diminuire il lavoro di compressione necessario per portare il gas da p1 a p2, operazione resa possibile dalla diminuzione del volume specifico del gas per effetto dell’abbassamento di temperatura ottenuto nell’intercooler. Una terza variante del ciclo a gas è la ricombustione, che consiste in un’espansione in turbina frazionata e intercalata da un secondo processo di combustione.


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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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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.


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DATI TECNICI DI TARGA DEL TURBOGAS

Turbina a gas Potenza carico base / picco 128,3 / 138,4 MW Velocità 3000 giri/min Portata combustibile 8,32 kg/s Numero combustori 18 Rendimento al carico di base 33,9%

Compressore

Numero stadi 19 Rapporto di compressione 14/1 Portata aria 443 kg/s Temperatura aria uscita 379°C Potenza assorbita 167 MW

Espansore

Numero stadi 4 Temp. ingresso carico base / picco 1162 / 1208°C Portata gas allo scarico 453 kg/s Temperatura gas allo scarico 495°C


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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 288°K PRESSIONE 1 bar ENTALPIA 288 kJ/kg ENTROPIA 6.836 kJ/kg°K PORTATA ARIA 1620 t/h (450 Kg/s) RAPPORTO DI COMPRESSIONE STADIO 1,14905 RENDIMENTO POLIENTROPICO 75% (A) (B) (C) (D) (E) (F) (G) (H) (I) (L) (M) (N) N° bar °K °K kJ/kg°K °K °K kJ/kg°K kJ/kg kJ/kg kJ/kg kg/h 1 1.14 307 302.3 6.849 307 376.5 6.849 19 19 0 0 2 1.32 326.1 321.4 6.863 326.1 380.9 6.863 19 38.1 0 0 3 1.51 345.2 340.4 6.876 345.2 385.3 6.876 19 57.2 0 0 4 1.74 364.3 359.5 6.889 364.3 390.3 6.889 19 76.3 0 0 5 2 383.4 378.6 6.903 383.4 395.6 6.903 19 95.4 0 0 6 2.3 402.5 397.7 6.916 402.5 400.8 6.916 19 114.5 0 0 7 2.64 421.6 416.8 6.929 421.6 406 6.929 19 133.6 0 0 8 3.03 440.7 435.9 6.943 440.7 410.5 6.943 19 152.7 0 0 9 3.49 459.8 455 6.956 459.8 414.1 6.956 19 171.8 0 0 10 4.01 478.8 474.1 6.97 478.8 416.2 6.97 19 190.8 0 0 11 4.61 497.9 493.2 6.983 497.9 422.1 6.983 19 209.9 0 0 12 5.29 517 512.3 6.996 517 428.2 6.996 19 229 0 0 13 6.08 536.1 531.3 7.01 536.1 434.2 7.01 19 248.1 0 0 14 6.99 555.2 550.4 7.023 555.2 439.9 7.023 19 267.2 0 0 15 8.03 574.3 569.5 7.036 574.3 444.7 7.036 19 286.3 0 0 16 9.23 593.4 588.6 7.05 593.4 448.8 7.05 19 305.4 0 0 17 10.61 612.5 607.7 7.063 612.5 455.3 7.063 19 324.5 0 0 18 12.19 631.6 626.8 7.076 631.6 461.5 7.076 19 343.6 0 0 19 14.01 650.7 645.9 7.09 650.7 467.3 7.09 19 362.7 0 0 (A) = N° DELLO STADIO DI COMPRESSIONE (B) = PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE (C) = TEMPERATURA RAGGIUNTA DALL'ARIA DOPO LA COMPRESSIONE (D) = TEMPERATURA TEORICA A COMPRESSIONE ISOENTROPICA (E) = ENTROPIA DOPO LA COMPRESSIONE (F) = TEMPERATURA D'INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA (G) = TEMPERATURA DI SATURAZIONE DELL'ACQUA ALLA PRESSIONE (B) (H) = ENTROPIA DI INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA (I) = ENERGIA SPESA PER LA COMPRESSIONE NEL SINGOLO STADIO (L) = ENERGIA PROGRESSIVA SPESA PER LA COMPRESSIONE (M) = CALORE PROGRESSIVO ASSORBITO DALLA VAPORIZZAZIONE DELL'ACQUA (N) = PORTATA PROGRESSIVA DELL'ACQUA DI RAFFREDDAMENTO


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Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione (ante-modifica)


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ALLEGATO 1B

COMPRESSIONE CON ARIA RAFFREDDATA DA INIEZIONE D’ACQUA ========================================================

DATI DI INGRESSO E GENERALI DEL COMPRESSORE: TEMPERATURA 288°K PRESSIONE 1 bar ENTALPIA 288 kJ/kg ENTROPIA 6,836 kJ/kg°K PORTATA ARIA 1630,8 kg/h RAPPORTO DI COMPRESSIONE STADIO 1,14905 RENDIMENTO POLIENTROPICO 75% (A) (B) (C) (D) (E) (F) (G) (H) (I) (L) (M) N) N° bar °K °K kJ/kg°K °K °K kJ/kg°K kJ/kg kJ/kg kJ/kg kg/h 1 1.14 307 302.3 6.849 307 376.5 6.849 19 19 0 0 2 1.32 326.1 321.4 6.863 326.1 380.9 6.863 19 38.1 0 0 3 1.51 345.2 340.4 6.876 345.2 385.3 6.876 19 57.2 0 0 4 1.74 364.3 359.5 6.889 364.3 390.3 6.889 19 76.3 0 0 5 2 383.4 378.6 6.903 383.4 395.6 6.903 19 95.4 0 0 6 2.3 402.5 397.7 6.916 400.8 400.8 6.911 19 114.5 1 0 7 2.64 419.9 415.2 6.925 406 406 6.886 19 133.6 15 5 8 3.03 425 420.3 6.899 410.5 410.5 6.858 19 152.7 30 11 9 3.49 429.6 424.9 6.872 414.1 414.1 6.828 19 171.8 45 16 10 4.01 433.2 428.5 6.842 416.2 416.2 6.794 19 190.8 62 23 11 4.61 435.2 430.5 6.807 422.1 422.1 6.77 19 209.9 75 27 12 5.29 441.2 436.4 6.784 428.2 428.2 6.747 19 229 88 32 13 6.08 447.2 442.5 6.761 434.2 434.2 6.724 19 248.1 101 37 14 6.99 453.3 448.5 6.738 439.9 439.9 6.7 19 267.2 115 42 15 8.03 459 454.2 6.713 444.7 444.7 6.674 19 286.3 129 47 16 9.23 463.8 459 6.687 448.8 448.8 6.645 19 305.4 144 52 17 10.61 467.9 463.1 6.658 455.3 455.3 6.623 19 324.5 157 57 18 12.19 474.4 469.6 6.636 461.5 461.5 6.6 19 343.6 170 62 19 14.01 480.6 475.9 6.614 467.3 467.3 6.576 19 362.7 183 66 (A) = N° DELLO STADIO DI COMPRESSIONE (B) = PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE (C) = TEMPERATURA RAGGIUNTA DALL'ARIA DOPO LA COMPRESSIONE (D) = TEMPERATURA TEORICA A COMPRESSIONE ISOENTROPICA (E) = ENTROPIA DOPO LA COMPRESSIONE (F) = TEMPERATURA D'INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA (G) = TEMPERATURA DI SATURAZIONE DELL'ACQUA ALLA PRESSIONE (B) (H) = ENTROPIA DI INGRESSO ALLA GIRANTE SUCCESSIVA (I) = ENERGIA SPESA PER LA COMPRESSIONE NEL SINGOLO STADIO (L) = ENERGIA PROGRESSIVA SPESA PER LA COMPRESSIONE (M) = CALORE PROGRESSIVO ASSORBITO DALLA VAPORIZZAZIONE DELL'ACQUA (N) = PORTATA PROGRESSIVA DELL'ACQUA DI RAFFREDDAMENTO


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Rappresentazione grafica della trasformazione dell’aria durante la compressione (modifica con iniezione d’acqua)


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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 1160°C PRESSIONE 13,47 bar ENTALPIA 1269,5 kJ/kg ENTROPIA 7,06 kcal/kg°C PORTATA 1620 t/h RAPPORTO DI ESPANSIONE STADIO 1,9 RENDIMENTO POLIENTROPICO 93,33% (A) (B) (C) (D) (E) (F) (G) (H) (I) (L) (M) N° bar °C kcal/kg°C kJ/kg °C kcal/kg°C kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/Kg 1 7.09 929.2 7.15 1005.1 928.1 7.15 264.4 264.4 0 0 2 3.73 764.9 7.24 816.9 764.1 7.24 188.1 452.6 0 0 3 1.96 619.1 7.33 652 618.4 7.33 164.9 617.5 0 0 4 1.03 492.4 7.42 512.3 491.8 139.7 757.2 0 0 (A) = N° DELLO STADIO D'ESPANSIONE (B) = PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE (C) = TEMPERATURA RAGGIUNTA DAL GAS DOPO L'ESPANSIONE (D) = ENTROPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE (E) = ENTALPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE (F) = TEMPERATURA TEORICA AD ESPANSIONE ISOENTROPICA (G) = ENTROPIA DEL GAS DOPO IL RISCALDAMENTO (H) = ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE NEL SINGOLO STADIO (I) = ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE PROGRESSIVA (L) = CALORE SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS NEL SINGOLO STADIO (M) = CALORE PROGRESSIVO SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS


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Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione (ante-modifica)


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ALLEGATO 2B

FASE DI ESPANSIONE IN TURBINA CON RISCALDAMENTO CONTINUO DEL FLUIDO ===================================================================

DATI DI INGRESSO E GENERALI DI TURBINA: TEMPERATURA 1160°C PRESSIONE 13,47 bar ENTALPIA 1269,5 kJ/kg ENTROPIA 7,06 kcal/kg°C PORTATA 1739,9 kg/h RAPPORTO DI ESPANSIONE STADIO 1,9 RENDIMENTO POLIENTROPICO 93,33% (A) (B) (C) (D) (E) (F) (G) (H) (I) (L) (M) N° bar °C kcal/kg°C kJ/kg °C kcal/kg°C kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg 1 7.09 943.6 7.15 1021.6 928.1 8.32 247.8 247.8 247.8 247.8 2 3.73 943.6 8.42 1021.6 928.1 9.59 247.8 495.7 247.8 495.7 3 1.96 943.6 9.69 1021.6 928.1 10.86 247.8 743.6 247.8 743.6 4 1.03 943.6 10.96 1021.6 928.1 247.8 991.5 (A) = N° DELLO STADIO D'ESPANSIONE (B) = PRESSIONE ASSOLUTA IN USCITA DELLA GIRANTE (C) = TEMPERATURA RAGGIUNTA DAL GAS DOPO L'ESPANSIONE (D) = ENTROPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE (E) = ENTALPIA DEL GAS DOPO L'ESPANSIONE (F) = TEMPERATURA TEORICA AD ESPANSIONE ISOENTROPICA (G) = ENTROPIA DEL GAS DOPO IL RISCALDAMENTO (H) = ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE NEL SINGOLO STADIO (I) = ENERGIA PRODOTTA PER L'ESPANSIONE PROGRESSIVA (L) = CALORE SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS NEL SINGOLO STADIO (M) = CALORE PROGRESSIVO SPESO PER IL RISCALDAMENTO DEL GAS


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Rappresentazione grafica della trasformazione dei gas durante l’espansione (con iniezione di combustibile)


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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 --------------------------------------------- kJ/kg kcal/kg CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4 881,3 210,5 CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI 0 0 ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE 362,7 86,6 ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE 757,2 180,8 ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO 394,5 94,2 ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2% 386,6 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 Mcal/h CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI 0 MJ/h 0 Mcal/h 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 Mcal/h POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 134 MW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 483560 MJ/h 115496 Mcal/h CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO ============================================ CONSUMO SPECIFICO LORDO 8207 kJ/kWh 1960 kcal/kWh CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR. TURBINA 10631 kJ/kWh 2539 kcal/kWh RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 43,8% RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 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%


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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 --------------------------------------------- kJ/kg kcal/kg CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4 1048,8 250,5 CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI 126,9 30,3 ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE 362,7 86,6 ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE 991,5 236,8 ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO 628,8 150,2 ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2% 616,3 147,2 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 kcal/h CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI 220920 kJ/h 52765 kcal/h 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 kcal/h POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 234 kW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 845956 kJ/h 202053 kcal/h CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO ============================================ CONSUMO SPECIFICO LORDO 5996 kJ/KWh 1432 kcal/kWh CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR.TURBINA 7767 kJ/KWh 1855 kcal/kWh RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 60% RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 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%


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Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in condizioni attuali

(1) ARIA INGRESSO COMPRESSORE 15°C 15 kJ/kg 1 ata (2) ARIA USCITA COMPRESSORE 377,7°C 388,21 kJ/kg 14,01 ata (3) CALORE ASSORBITO DALL'ARIA IN R1 0 kJ/kg 0 MJ/h (4) ARIA USCITA R1 377,7°C 388,2 kJ/kg (5) CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R2 881,3 kJ/kg 427776 MJ/h (6) GAS AMMISSIONE TURBINA 1160°C 1269,5 kJ/kg 13,47 ata (7) CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R4 0 kJ/kg 0 MJ/h (8) GAS USCITA TURBINA 492,4°C 512,3 kJ/kg 1,03 ata (9) CALORE CEDUTO DAL GAS IN R1 0 kJ/kg 0 MJ/h (10) GAS INGRESSO R3 492,4°C 388,2 kJ/kg (11) CALORE CEDUTO DAL GAS IN R3 0 kJ/kg 0 MJ/h (12) GAS AL CAMINO 492,4°C 512,3 kJ/kg (13) PORTATA ARIA INGRESSO COMPRESSORE 1620 t/h (14) PORTATA GAS INGRESSO TURBINA 1620 t/h (15) ACQUA RAFFREDDAMENTO 0 t/h


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Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in impianto rigenerato

(1) ARIA INGRESSO COMPRESSORE 15°C 15 kJ/kg 1 ata (2) ARIA USCITA COMPRESSORE 194,3°C 196,92 kJ/kg 14,01 ata (3) CALORE ASSORBITO DALL'ARIA IN R1 773,5 kJ/kg 1345921 kJ/h (4) ARIA USCITA R1 893,6°C 964,3 kJ/kg (5) CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R2 305,1 kJ/kg 531011 kJ/h (6) GAS AMMISSIONE TURBINA 1160°C 1269,5 kJ/kg 13,47 ata (7) CALORE DA FORNIRE CON SISTEMA R4 743,6 kJ/kg 1293979 kJ/h (8) GAS USCITA TURBINA 943,6°C 1021,6 kJ/kg 1,03 ata (9) CALORE CEDUTO DAL GAS IN R1 773,5 kJ/kg 1345921 kJ/h (10) GAS INGRESSO R3 244,3°C 248,1 kJ/kg (11) CALORE CEDUTO DAL GAS IN R3 126,9 kJ/kg 220920 kJ/h (12) GAS AL CAMINO 120°C 121,1 kJ/kg (13) PORTATA ARIA INGRESSO COMPRESSORE 1673 kg/h (14) PORTATA GAS INGRESSO TURBINA 1739 kg/h (15) PORTATA ACQUA RAFFREDDAMENTO 66 kg/h 15°C


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Esercitazione 2

Metodi per aumentare l’efficienza di cicli combinati riducendo la temperatura dell’aria aspirata dal turbogas1

Indice

1 SOMMARIO 2 INTRODUZIONE 3 SISTEMA DI UMIDIFICAZIONE DELL’ARIA

3.1 Principio di funzionamento del sistema di umidificazione dell’aria e possibile soluzione impiantistica 3.2 Calcolo delle prestazioni 3.3 Valutazione dei benefici economici

4 SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO CON CICLO FRIGORIFERO 4.1 Calcolo delle prestazioni del sistema di refrigerazione dell’aria 4.2 Valutazione dei benefici economici

5 CONCLUSIONI 1. SOMMARIO

Questo documento presenta i risultati dell’analisi di applicabilità e di convenienza economica di due sistemi di raffreddamento dell’aria in aspirazione ai compressori di gruppi turbogas. In particolare vengono analizzati:

• un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria • un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato

dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato. L’analisi dell’applicabilità dei due sistemi è riferita ad un modulo a ciclo combinato da 380 MWe circa (1 turbogas da 256 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe). Sono state ipotizzate tre diverse situazioni meteorologiche rappresentative di altrettante condizioni climatiche italiane: la pianura padana, una zona costiera del Nord ed una zona costiera del Sud. Per ognuna delle due soluzioni vengono calcolati i valori di potenza e consumo specifico prima e dopo la sua applicazione, affiancati da una valutazione dei possibili vantaggi economici ed essa associati. Per tutte e tre le tipologie climatiche, tale valutazione ha evidenziato una chiara convenienza del sistema di umidificazione rispetto al raffreddamento con frigorifero. Quest’ultimo, infatti, pur avendo un funzionamento svincolato dalle condizioni di umidità atmosferica, è contraddistinto dal fatto di generare un incremento di produzione di energia, a fronte di un leggero aumento del consumo specifico dell’impianto: nelle fasce di minore remunerazione dell’energia, questa caratteristica è fortemente penalizzante, al punto da non renderne conveniente l’utilizzo per circa la metà dei giorni di un anno.

1 Rapporto CESI – Ricerca di sistema


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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 SVANTAGGI

UMIDIFICAZIONE

• Bassi costi di installazione • Bassi costi di manutenzione • Ridotte perdite di carico

• Efficienza del sistema legata alle condizioni ambientali

• Consumo di acqua demineralizzata

CICLO FRIGORIFERO

• Efficienza del sistema indipendente

dall’umidità atmosferica • Consumo di acqua assente

• Elevati costi di installazione • Ingombro

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.


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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.


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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


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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.


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3.2. Calcolo delle prestazioni In ognuna delle tre localizzazioni ipotizzate (Pianura Padana, costa del Nord, costa del Sud), per effettuare un calcolo di massima delle prestazioni del sistema di umidificazione dell’aria, installato su un ipotetico impianto a ciclo combinato da circa 400 MWe globali, sono state utilizzate curve tipiche di potenza e consumo specifico in funzione della temperatura di ammissione e una serie di dati meteo orari, disponibili per un intero anno, caratteristici della zona geografica. I calcoli delle prestazioni sono stati ripetuti per ogni ora del giorno e per tutti i giorni dell’anno e nell’ipotesi di non effettuare umidificazione qualora:

la T ingresso fosse ≤ 5 °C (temperature dell’aria in aspirazione inferiori a questa soglia non sono generalmente desiderabili poiché possono comportare formazione di ghiaccio)

l’umidità relativa in ingresso fosse > del 95% (cioè superasse già il valore di soglia raggiungibile dopo l’umidificazione)

la portata di acqua richiesta fosse inferiore al 5% della portata massima di dimensionamento del sistema.

Inoltre, sempre per evitare la formazione di ghiaccio, è stata posta una soglia inferiore (5 °C) alla temperatura dell’aria umidificata in ingresso al compressore: l’umidificazione ha luogo completamente solo se la temperatura finale dell’aria si mantiene superiore a tale soglia. Quando ciò non accade, si interrompe l’umidificazione al raggiungimento della soglia: in tal caso, naturalmente, l’umidità relativa dell’aria aspirata non raggiunge il 95%.

3.3. Valutazione dei benefici economici

località Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud

coefficiente di utilizzazione % 80,00 80,00 80,00

portata massima acqua t 2.67 3.44 3.57

delta di energia prodotta nell'anno MWh 19.548,86 21.450,83 34.714,78

delta di consumo annuo Mcal 37.621.438,38 40.851.460,64 65.432.602,97

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

pay back time 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

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.


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La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 560.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 14.000 m3/anno) è dell’ordine di 28.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno. Tenendo presente che, nelle ipotesi di lavoro fatte, il costo di installazione di un sistema di umidificazione completo potrebbe essere dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è inferiore all’anno (7 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 4.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 202%. Località della Pianura Padana L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un aumento annuo di produzione di circa 21.400 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 41.000.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del ciclo completo dello 0,3% circa. La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 660.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 15.000 m3/anno) è dell’ordine di 30.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno. Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è inferiore all’anno (6 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 5.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 240%. Località lungo la costa del Sud Italia L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un aumento annuo di produzione di circa 34.700 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 65.400.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del ciclo completo dello 0,4% circa. La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 1.100.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 23.500 m3/anno) è dell’ordine di 47.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno. Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è largamente inferiore all’anno (3 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 9.900.000 €, con un tasso interno di rendimento del 404%. Globalmente si può notare come le condizioni climatiche influenzino notevolmente l’efficacia di questo sistema di raffreddamento dell’aria in ingresso al compressore e, quindi, la convenienza conseguente alla sua installazione che, comunque, resta sempre molto allettante, anche nei casi meno favorevoli.


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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.


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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.


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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 Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud

coefficiente di utilizzazione % 80.00 80.00 80.00

delta di energia prodotta nell'anno MWh 33.187,70 27.805,69 40.497,20

delta di consumo annuo 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

pay back time 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

Per le tre ipotesi di ubicazione dell’impianto sono stati ottenuti i seguenti risultati: Località lungo la costa del Nord Italia L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di produzione di circa 33.000 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 66.250.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo specifico dell’intero ciclo (circa 1,2% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 550.000 €. Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di 50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 7 anni). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 2.650.000 €, con un tasso interno di rendimento del 21%. Località della Pianura Padana L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di produzione di circa 28.000 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 54.350.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo specifico dell’intero ciclo (circa 1,4% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 400.000 €.


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Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di 50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 12 anni. Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 1.200.000 €, con un tasso interno di rendimento del 13%. Località lungo la costa del Sud Italia L’installazione di un sistema di raffreddamento a ciclo frigorifero consente un aumento annuo di produzione di circa 49.500 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 79.000.000 Mcal. Il surplus di energia prodotta è però caratterizzato da un maggior consumo specifico dell’intero ciclo (circa 1,4% in più). Globalmente, comunque, nell’arco di un anno, il sistema consente di ottenere un guadagno netto di circa 790.000 €. Ipotizzando un costo di installazione dell’ordine dei 2.350.000 € e costi annuali di manutenzione di 50.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è dell’ordine dei 4 anni). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 4.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 31%. Globalmente si può notare come gli effetti sulla produzione di energia siano notevolmente diversificati per le tre località, confermando la forte dipendenza di tale sistema dalle condizioni di temperatura ambiente. In tutti i casi, però, l’incremento di energia prodotta è accompagnato da un aumento del consumo specifico dell’intero ciclo: la convenienza dell’applicazione, quindi, risulta fortemente vincolata alle tariffe di vendita dell’energia ed al costo del combustibile.


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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.


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Esercitazione 3

Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F


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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 4 Comprende anche l’aria spillata dal compressore, pari a 37 kg/s, per raffreddare le parti statoriche del turbogas 5 Potere calorifico inferiore (pci) = 8250 kcal/Sm3


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Risoluzione

• Potenza assorbita dal compressore L’aria ambiente aspirata viene compressa fino al raggiungimento della pressione di mandata stabilita: bar 96,13 . Assumendo che le perdite meccaniche e di trasformazione concorrano a dare un rendimento complessivo del %97 , la potenza richiesta dal compressore vale:

( )

970

K3367K kg

J1067s

kg352212

,

, ,

ηTTcm

ηhm

P p,airairaircompr

°⋅°

⋅=

−⋅⋅=

Δ⋅=

&&

MW 211=comprP • Potenza generata dal TG La potenza messa a disposizione dalla turbina a gas vale: ( )43 TTcmηhmηP p,fumit,INt,INTG −⋅⋅⋅=Δ⋅⋅= && Il calore specifico dei fumi a pressione costante si calcola con la formula seguente:

p,air

,

p,fumi cλ

c ⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +=

78111 essendo comb

t,IN

mm

λ&

&=


36

I dati di progetto assegnano la portata d’aria alla mandata del compressore airm& (che comprende anche l’aria di raffreddamento delle parti rotoriche del turbogas) e la portata del gas all’uscita della turbina OUTtm ,& (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:

( )s

kg ,,mmmm spillairt,OUTcomb 8,14s

kg3735221574 =−−=−−= &&&

Risulta quindi:

36,31==comb

t,IN

mm

λ&

&

K kgJ1128811

781

°=⋅⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ += ,c

λc p,air

,

p,fumi

Considerando per la turbina a gas un rendimento totale di 94,0 , la potenza sviluppata risulta:

( ) K4789K kg

J11288s

kg146494043 °⋅°

⋅⋅=−⋅⋅⋅= ,,,,TTcmηP p,fumit,INTG &

MW 61,433=TGP La potenza utile, disponibile all’alternatore, è quindi pari a :

MW222,61MW )21161,433( =−=−= comprTGutile PPP


37

Rendimento ciclo Brayton

L’espressione del rendimento è:

1QPP

η comprTGTG

−=

Il calore assorbito 1Q è funzione della portata del combustibile e del suo potere calorifico. Essendo quest’ultimo espresso in kcal/Sm3 è necessario convertire il valore della portata di gas naturale in Sm3/s. Facendo riferimento a turbogas di questa taglia costruiti a fine anni ’90 (come è il caso di questo

impianto), si può assumere il consumo specifico nominale pari a kWhSm3

285,0 .

Sarà quindi:

( )s

Sm62,17skW

Sm3600

2850600.222kWhSm2850

333

, kW ,PPq comprTGcomb =⋅

⋅=⋅−=&

da cui:

kcalkJ1864

Smkcal8250

sSm6217 3

3

1 , , PCIqQ comb ⋅⋅=⋅= & MW 5,6081 =Q

Il rendimento del ciclo Brayton vale:

3660MW5,608

MW211MW61433

1

,

,Q

PPη comprTG

TG =−

=−

=

%ηTG 6,36=

TGP1Q

fumiQ

comprP

T

S

1

2

3

4


38

• 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.

MW9,385)61,2225,608( MWQGVR =−= Nella tabella sottoriportata vengono raccolti i dati dell’impianto relativi al ciclo a vapore, completati con i valori di entalpia calcolati.

(t/h) (kg/s)

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

PORTATA m'

PRESSIONE p (bar)

TITOLO x

PUNTO TEMPERATURA T (°C )

ENTALPIA h (kJ/kg )

• Potenza generata dalla TV Noti i salti entalpici e le relative portate, si ricava:

( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( )[ ]skJ224321291803881291833548118113078634702270

10910988766

,,, ,-,, ,,,

hhmhhmhhmPTV

−⋅+⋅+−⋅=

=−+−+−= &&&

MW 45121 ,PTV = • Potenza persa al camino I fumi scaricati dal camino ad una temperatura di C 99 ° dissipano calore nell’ambiente disperdendo una potenza pari a :

( ) K1599K kg

J11288s

kg1574min °−⋅°

⋅=Δ⋅⋅=Δ⋅= , ,TcmhmQ ocap,fumifumicaminofumicamino &&

MW 12,62=caminoQ

DATI IPOTESI


39

• Rendimento del ciclo a vapore

3150MW9,385MW45121 ,

,

QP

ηGVR

TVTV ===

%,ηTV 531= • 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 1Q fornita dalla combustione del combustibile:

( )

5650MW5,608

MW45121MW6,222

1

,

, Q

PPPη TVcomprTG =

+=

+−=

%η 5,56= Il flusso energetico di questo modulo a ciclo combinato può essere così rappresentato:


40


41

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 Portata

kg/s Pressione

bar Temperatura

°C Entalpia

kJ/kg vapore SH ingresso turbina AP 69,81 92,43 537,97 3.477,93 vapore uscita turbina AP 69,81 15,21 292,75 3.022,04 vapore RH freddo al GVR 63,12 15,21 292,75 3.022,04 vapore MP 17,18 15,02 304,36 3.048,60 vapore RH caldo ingresso turbina MP 80,30 13,04 538,39 3.558,72 vapore BP 8,80 3,49 238,79 2.943,21 vapore scaricato al condensatore 89,10 0,035 26,00 2.422,01 condensato uscita condensatore 89,10 0,035 26,00 108,90


42

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

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 T4 = 581,5°C p1 = 1,013 bar FUMIm& = 650 kg/s

Si conosce inoltre la potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione:

kWQQIN 736,900.66823 == &&

Essendo kgkJPCIGN 000.47= , la portata di gas naturale risulta:

skg

PCIQ

mGN

GN 23,1423 ==&

& .

Si può trovare la potenza termica dei gas all’uscita della turbina:

( )∫ ⋅⋅=4

1

41

T

TpFUMIFUMI dTTcmQ & 6

( ) MWKKkg

kJs

kgQ 9,413155,581124,165041 =°−⋅°

⋅≅&

6

78,14 11)10054,29378,0()( ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +⋅⋅+= −

λTTc pFUMI dove

GN

ARIA

mm

=λ


44

La potenza utile della turbina a gas sarà quindi:

MWQQP 2554123 =−= &&

Il rendimento della turbina a gas sarà pari a:

%1,389,668

255

23

===QP

TGη

Ciclo a Vapore Il calore scaricato dalla turbina a gas entra nel generatore di vapore a recupero. E’ quindi:

kWQQ GVRIN 900.413,41 == && Nella tabella sono riportati i punti significativi del ciclo Rankine che permettono di calcolare la potenza della turbina a vapore.

Portata Pressione Temperatura Entalpia vapore SH ingresso turbina AP 69,81 kg/s 92,43 bar 537,97 °C 3.477,93 kJ/kg uscita turbina AP 69,81 kg/s 15,21 bar 292,75 °C 3.022,04 kJ/kg vapore RH freddo ingresso GVR 63,12 kg/s 15,21 bar 292,75 °C 3.022,04 kJ/kg vapore MP 17,18 kg/s 15,02 bar 304,36 °C 3.048,60 kJ/kg vapore RH caldo ingresso turbina MP 80,30 kg/s 13,04 bar 538,39 °C 3.558,72 kJ/kg vapore BP 8,80 kg/s 3,49 bar 238,79 °C 2.943,21 kJ/kg vapore scaricato al condensatore 89.10 kg/s 0,03 bar 26,00 °C 2.422,01 kJ/kg condensato uscita condensatore 89.10 kg/s 0,03 bar 26,00 °C 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:

Turbina AP Turbina MP Turbina BP Totale Portata 69,81 kg/s 80,30 kg/s 89,10 kg/s Salto entalpico 455,89 kJ/kg 615,51 kJ/kg 521,20 kJ/kg Potenza 31.826 kW 49.425 kW 46.439 kW 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.


45

0,00 kg/s

20,00 kg/s

40,00 kg/s

60,00 kg/s

80,00 kg/s

100,00 kg/s

Turbina AP Turbina MP Turbina BP

Portata vapore

Infine il grafico sottostante mostra il contributo di ciascun cilindro alla potenza totale:

Potenza turbina a vapore

Turbina AP25%

Turbina MP39%

Turbina BP36%

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:

Qpersa camino ( ) kWKKkg

kJs

kgdTTcmamb

GVROUT

T

TpFUMIFUMI 800.54)1515,94(065,1650

,

,

=°−⋅°

⋅≅⋅⋅= ∫&

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:

AP

(ECO, EVA, SH) MP

(ECO, EVA, SH)RH

BP

(ECO, EVA, SH) Totale

Portata 69,81 kg/s 17,18 kg/s 80,30 kg/s 8,80 kg/s Salto entalpico 3.369,03 kJ/kg 2.939,70 kJ/kg 510,12 kJ/kg 2.834,31 kJ/kg Potenza termica 235.192 kW 50.504 kW 40.963 kW 24.942 kW 351.601 kW


46

Si può calcolare il rendimento del GVR:

%9,84900.413601.351

,

, ===kWkW

QQ

GVRIN

CVINGVR &

&η

Il rendimento del ciclo di Rankine è:

%3,36601.351690.127

,

===kWkW

QP

CVIN

TVCV &

η

Il rendimento totale del ciclo a vapore è:

%85,30900.413690.127

,, ===

kWkW

QP

GVRIN

TVCVtot &η

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:

%2,5723

, ==QPTOT

combinatocicloη


47


48

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


49

Pressione bar

Temperatura °C

Portata t/h

1 101,9 534 598,4 2 30,4 365,1 566,4 3 26,6 537 617,8 4 7,2 345,5 740,5 5 0,043 30,5 6 0,043

6’ 14 50.500 6’’ 22

7 370,2 8 60 370,2 9 8,5

10 29,8 11 110,4 12 106 537 299,2 13 27,4 538,6 308,9 14 537 299,2 15 538,6 308,9 16 30,4 363,6 283,2 17 30,4 363,6 283,2 18 28,9 312 25,8 19 7,3 305,2 46,2 20 7,3 305,2 46,2 21 7,3 303,7 92,4


50

Risoluzione Ciclo a gas

Dai dati rilevati su ogni turbogas si conoscono i punti 1 (ingresso aria al compressore) e 4 (uscita dalla turbina a gas e ingresso nel GVR) e la portata dei fumi allo scarico. Si conosce inoltre la potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione.

barpCT

013,115

1

1

=°=

s

kgFUMIm

CT

1,656

4,6044

=

°=

& MWQQIN 7,69023 == &&

Si ricava la portata di combustibile s

kgPCI

Qm

GNGN 67,1423 ==

&& (essendo

kgkJPCIGN 073.47= ).

Si può trovare la potenza termica dei gas scaricati dalla turbina:

( )∫ ⋅⋅=4

1

41

T

TpFUMIFUMI dTTcmQ & 7

( ) MWCCkg

kJs

kgQ 6,434154,604124,11,65641 =°−⋅°

⋅≅&

Si ottiene quindi la potenza utile all’albero della turbina a gas e il suo rendimento:

MWQQP 1,2564123 =−= &&

%1,3723

==QP

TG &η

7

78,14 11)10054,29378,0()( ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +⋅⋅+= −

λTTc pFUMI dove

GN

GNFUMI

GN

ARIA

mmm

mm −

==λ


51

Ciclo a vapore Il calore scaricato dalla turbina a gas entra nel generatore di vapore a recupero. Risulta quindi:

MWQQ GVRIN 6,434,41 == && Nella tabella sono riportati i punti significativi del ciclo a vapore che permettono di calcolare la potenza della turbina.

Portata

t/h Pressione

bar Temperatura

°C Entalpia kcal/kg

vapore SH ingresso turbina AP 566,4 101,9 534 828 uscita turbina AP 566,4 30,4 365,1 752 vapore RH caldo ingresso turbina MP 617,8 26,6 537 847 vapore BP da GVR 92,4 7,3 303,7 732 vapore scaricato al condensatore 740,5 0,043 30,5 588

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:

( ) MWCCkg

kJs

kgdTTCmQGVROUTT

TpFUMI 4,59)15100(065,11,656'

,

1

=°−⋅°

⋅≅⋅= ∫&

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: AP

Calore uscente RHf

Calore entrante RHc

Calore uscente BP

Calore uscente ECO

Calore entrante Totale

Portata 299,2 t/h 283,2 t/h 308,9 t/h 46,2 t/h 370,2 t/h Entalpia 834 kcal/kg 752 kcal/kg 847 kcal/kg 732 kcal/kg 30 kcal/kg Potenza termica 290,5 MW -247,6 MW 304,2 MW 39,3 MW -12,9 MW 373,5 MW La potenza termica totale disponibile è quindi quella derivante dai due GVR:

QIN,CV = 2·373,5 MW = 747 MW


52

Il rendimento del ciclo Rankine vale dunque:

%7,33747

1,252

,

===MWMW

QP

CVIN

TVCV &

η

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:

%9,856,4345,373

==MWMW

GVRη

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:

%3,557,6902

3,764

23

=⋅

==MW

MWQPTOT

combinatocicloη


53