Turbine a Gas e Cicli Combinati -Lozza

Giovanni Lozza DIPARTIMENTO DI ENERGETICA - POLITECNICO DI MILANO

TURBINE A GAS E CICLI COMBINATI SECONDA EDIZIONE

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LeoNARDO

BOLOGNA

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

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

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LeoNARDo

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

POLITECNICO

ING.BOVISA 621.433

LOZ2 F ACL 225

Turbine a gas e cicli combinati

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

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

4.2 4.2 4 .5 4. 7

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Turbine a gas e cicli tOmbinati

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

:t· Le emissioni dalle turbine a

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

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

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

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

A42 A42 A44 A46 A48 ASO

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

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

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

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

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

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

Ennio Macchi

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

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

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

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

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

xii

Turbine a gas e cicli combinati

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

Turbi -e

A b

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Milano, 24 gennaio 2006

Cv

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

D ex f fa fpc F F, G h

HHV k L LHV

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

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Turbine a gas e cicli combinati

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

xiii

Turbine a gas e cicli combinati

xiv

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2.17

Turbine a gas e cicli combinati

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

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

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

(2.8)

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

2.18

Turbine a gas

e cicli combinati

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

B

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Ti

Cr

.01 .005 .02 .01

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

3.1 1.2 3.5 2.0 2.5

4.5 2.3 3.5 3.0 5.0

12.5 22.5 16.0 19.0 18 .0 29 .0

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Co

Ni

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

0.5 1.0

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3.8 2.0 2.6 1.0 1.5 7.0

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16

18

20

22

24

26

3

28

30

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

2.19

Turbine a gas e cicli combinati

Ta 4.0 0.1 1.7

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

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1990

2000

2010

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

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

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

2.20

Turbine a gas e cicli combinati

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

•

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

In ogni caso bisogna parlare di temperature "medie" perché la distribuzione di temperatura sui 360° dell'arco di ammissione è caratterizzata da significative disuniformità, dovute alla geometria della camera di combustione. In realtà il sistema di raffreddamento del primo statore deve essere dimensionato sul picco di temperatura, stimabile mediante un "pattem factor" (rapporto tra innalzamento massimo di temperatura nel combustore e innalzamento medio), i cui valori sono solitamente dell'ordine di 1.05+1.1. Detto ciò, risulta ovviamente che COT :: 150 MW) sono evidenti, con valori di lavoro superiori a 400 kJ/kg. Si può notare come le macchine aero-derivative e quelle industriali siano invece piuttosto indifferenziate, contrariamente al caso del rendimento. I valori più elevati di lavoro specifico sono ottenuti dalle macchine inter-refrigerate della classe dei 100 MW. 500

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

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

rnbinati

Turbine a gas e cicli combinati

f"lpera-

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

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

10000

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aloghi

li. Le iz:ioni

v

in,c

3.17

= cast.

(3.5)

Pillt . Anz Gint=K ~ ' . Rg ·T,.n.t

(3.6)

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

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

(3.7)

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

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

_G_· ~c.___R_·_T;,_,,t =B. 1- ( p ex

P in ,t 'Ant

-

pB

) 2

(per Pex '?.p a)

Pin,t -PB

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

3.18

Turbine a gas e cicli combinati

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

=cast.

(3.8)

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

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

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

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

(3.9)

P amb

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

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

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

-. -

:::

3.19

Turbine a gas e cicli combinati

proporzionalmente alla pressione:

v =VISO

~

_2__= V;,.JSO= G1s0

V ;,

G. V;, =G. V;,,JSO Rg·T;n f Pamb

= ]-

Rg ·T;/1 / (pamb- ~P;,)

~P;11 Pamb

(3. 10)

Alla diminuzione di portata massica corrisponde: (a)

(b)

(c) fattori

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

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

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

Turbine a gas e cicli combinati

3.20

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

•

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

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

combinati

Turbine a gas e cicli combinati

3.21

8

15 pero termico • Si ricordi però che la produzione di 10 potenza viene leggermente ::li? penalizzata (tutto l'anno) o dalle perdite di carico addi- -5 specifico mico. L'impianto compren -10 derà, oltre a detti scambiatori e alle unità frigorifere, -15 delle torri evaporative di 15 30 u discreta potenza per lo ::li? o o --+------+--.'----1 20 I1J 11J'10 smaltimento del calore pro- ..... ':::1 I1J dotto dai frigoriferi ad as..... t: 5 10 ~ sorbimento (con relativi o 13 si verifica un forte calo del rendimento, perché occorre introdurre calore nel ciclo a temperature sempre più basse, (iii) se 13LPc < 13 112, si ha in genere un certo aumento del rendimento, soprattutto ad alti 13, a fronte di un calo del lavoro specifico. Si può concludere che il valore ot timale di 13LPC possa essere pari o, meglio, leggermente inferiore a 13112 •

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

signievoli: nel

(2 st. - muove compr.LP)

turbina di potenza (5 stadi)

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

5.14

Turbine a gas e cicli combinati

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

5.3 Ricombustione Parliamo ora della ricombu~in,2 4' stione (o "reheat", dalla terminologia in uso nei cicli a vapore), che consiste in una espansione in turbina frazionata e intercalata da un secondo processo di combustione in un ciclo aperto (fig.5.17) o da un riscaldamento intermedio in un ciclo chiuso (fig.5.18). Come l'interrefrigerazione aveva lo scopo di diminuire il lavoro del compressore, la ricombustione permette di aumentare il lavoro della Fig.5.17: Schema concettuale di ciclo aturbina, presentando alla turbina di perto con ricombustione. bassa pressione un fluido a volume specifico incrementato dal riscal- CICLO CHIUSO Qin,2 3' damento conseguente alla seconda IDEALE CON Wt1 combustione. Si ricorda che l'eccesso RISCALDAMENTO d'aria presente nella combustione INTERMEDIO primaria delle turbine a gas è tale da offrire ampia disponibilità di ossigeno per la seconda combustione. Dal punto di v ista t ermodinamico, l'analisi di un ciclo ideale con ricombustione è del tutto analoga a 2 quella del ciclo interrefrigerato, esT sendo anche qui possibile individuare un ciclo aggiunto A a un ciclo di base B. L'aumento di lavoro utile, rispetto al ciclo semplice, è ottenuto a spese di un aumento del calore entrante (quello introdotto nel ciclo A da 4 a 3' in fig.5.18). Poichè 13Al comporta alte emissioni di CO è necessario far seguire una forte diaria luizione con aria per attenerne il aria di suo abbattimento e quindi il com p rimaria diluizione pletamento della combustione.

"''"

.:{}(} K),

.-.pt NO. e · limiti

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

e

rrczione 0:"10 rile-

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

Turbine a gas e cicli combinati

7.10

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

ro

staged, zona primaria

Eo

E z ro

·. vapore .......... l -~cq ua.. l-.................l, .....

N

ro

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0.5 ~ L..

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

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

o

0.5

1

1.5

2

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

-.:cat-

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

••

Turbine a gas e cicli combinati

7.12

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

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

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

Senza diluìzione

Diluizione con acgua

Diluizione con vaeore

625.3 219.5 35.11 346.2 55.36

716.8 242.2 33 .79 379.0 52.88

651.4 238.3 36.58 356.2 54.68

ombinati

Turbine a gas e cicli combinati

a 'acqua

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

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

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

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

di com-

a:o.

»ne con Klre

1.4

8.3

.58 6.2 .68

7.13

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

l. assicurare la piena ossidazione del combustibile 2. mantenere una fiamma stabile e con piccole oscillazioni di pressione 3. garantire un temperatura assegnata dei gas uscenti devono essere garantiti in tutte le possibili condizioni di funzionamento, da quello di massima potenza a quello di 'idle' (marcia a vuoto) e di ignizione, caratterizzati da grandi variazioni del la portata di combustibile e quindi del rapporto aria/combustibile. Per rendersi conto della problematica progettuale, bisogna pensare che la zona di premiscelazione e quella di combustione devono essere concettualmente separate da un condotto (o da un ugello) in cui la velocità della miRicordiamo che una miscela troppo povera o troppo ricca di combustibile non è infiammabile: nel caso metano l aria in condizioni standard la miscela è infiammabile se la frazione molare di metano è comp resa tra 5 e 15 %.

7.14

Turbine a gas e cicli combinati

scela deve essere superiore alla velocità di propagazione della fiamma (0.45- 0. 7 m/s per metano/aria a seconda della temperatura e pressione), pena il cosiddetto "flash-back" o ritorno di fiamma, che avrebbe conseguenze molto gravi sulla sicurezza e sull'integrità della macchina. La velocità non deve però essere tale da causare il distacco della fiamma (blow- off) . Riassumendo, occorre che: l. il miscelamento sia ben realizzato (assai difficile con combustibili liquidi! ) 2. siano garantite le condizioni di stabilità della fiamma e di assenza di pulsazioni e altri fen omeni dinamici 3. vi siano margini adeguati rispetto al blow-off e al flash-back

Se ciò è relativamente facile da conseguire per una determinata condizione di funzionamento della macchina (ad esempio nella condizione di massima potenza) con ben note portate di aria e di combustibile, la vera difficoltà di realizzazione e di controllo di un combustore premiscelato consiste nel rispettare tali esigenze in tutte le possibili condizioni operative, compreso l'avviamento e la marcia a vuoto in cui la portata di combustibile è enormemente ridotta rispetto a quella nominale e quella di aria è pure ridotta ma in minor ragione, alterand o completamente le condizioni di velocità e di temperatura nella zona di combustione. Le soluzioni trovate sono piuttosto diversificate, hanno sempre un notevole grado di complessità e sono spesso coperte da una comprensibile riservatezza (la rilevanza commerciale del problema è grandissima!). La fig. 7. 7 mostra ad esempio il sistema DLN-1 impiegato da Genera i Electric sulle turbine industriali della classe E, un sistema ad oggi superato, ma didatticamente utile a comprendere le diverse modalità operative del combustore, che sono quattro: l.

2.

3. 4.

Primaria. Il combustibile è fornito solo alla zona primaria, unica sede di combustione. E' usato all'avviamento, nella fase di accelerazione e a bassi carichi (20%), fino a un certo valore della temperatura di combustione . Lean-lean. La fiamma è presente sia nella zona primaria che in quella secondaria con miscele moderatamente magre. Usato per carichi intermedi, fino al 50%. Secondaria. I l combustibile viene inviato solo alla zona secondaria. Serve come transizione alla fase successiva, per spegnere la fiamma nella zona primaria. Premix. Gran parte del combustibile (83%) è inviato alla zona primaria che serve come camera di premiscelazione (non vi è combustione). Nella zona secondaria la combustione è innescata dal restante combustibile. Si ottengono le emissioni ottimali dal 50% di carico fino al 100%.

La parte inferiore della fig. 7. 7 mostra i livelli di emissioni ottenuti: mentre nel fu nzionamento premiscelato (da 50 a 100% di carico) le emissioni sia di NOx che di CO sono estremamente contenute (con valori di 9 ppmvd come N02 all'usuale riferimento del 15% di 02), è importante notare che i valori sono notevolmente più elevati all'avviamento e a carichi ridotti. In generale, infatti, le turbine a gas con combustori DLN possono funzionare in tali condizioni solo per periodi di tempo molto limitati, per non eccedere i limiti di emissioni prescritti. Ciò condiziona il tipo di utilizzo delle macchine, che devono pertanto operare sempre in condizioni premiscelate, esclusi brevi transitori, o arrestarsi completamente. 3

La letteratura tecn ica "aperta" messa a disposizione da GE è abbondante ed argomentata. Nel sito www.gepower.com sono facilmente reperibili numerosi rapporti tecnici assai interessanti e di facile lettura - GER- da cui sono tratte alcune figure qui riportate.

Turbine a gas e cicli combinati

7.15 t

ugelli combustibile --lOJ::=;=::!.=~- - - . - - - - - - - - - . primario zona di premiscelamento

zona di diluizione

ugelli combustibile secondario venturi da accensione a carico 20%

da 20% a 50% di carico

co mb.

83%

transizione a combustione premiscelata

6u

combustione premiscelata da 50% a 100% di carico

100

o

o

25

50 75 Carico turbina a gas, %

Fig7. 7: Schema di funzionamento e valori di emissioni ottenuti con combustore DLN da macchine GE di classe E (fonte: GE). I combustori più recenti hanno una struttura alquanto diversa da quello di fig.7.7, ma le modalità di funzionamento e le problematiche non sono dissimili. E' importante rilevare che anche per le macchine più avanzate (più 'calde' e quindi più critiche) le emissioni di NOx si attestano sui 10-25 ppm e il CO è virtualmente assente. La tab. 7.2 evidenzia i notevolissimi risultati conseguiti dai moderni combustori DLN, con i quali è possibile rispettare le normative di maggior diffusione con

7.16

Turbine a gas e cicli combinati

ampio margine. Bisogna però ricordare che i combustori DLN presentano i seguenti svantaggi: (i) sono notevolmente più costosi di quelli normali; (ii) con combustibili liquidi forniscono livelli di emissioni decisamente più elevati che con gas naturale, (iii) non sono utilizzabili con combustibili ad alto contenuto di idrogeno, a causa dell'elevatissimo campo di infiammabilità deii'H2 che rende praticamente impossibile la premiscelazione (si tornerà su questo al Cap.S).

Tab.7.2 : Valori indicativi delle emissioni di NOx, espresse in ppmvd, 15% 02, come N02; valori relativi a turbine a gas alimentate a gas naturale. Limiti di legge, direttiva UE 2001/80/CE (da recepire entro gennaio 2008) Emissioni con combustori diffusivi Emissioni con iniezione acqua/vapore Emissioni con DLN, valori garantiti Emissioni attese con DLN avanzati

25 2007300 40760 15725 9715

ppm ppm ppm ppm ppm

7.4 Sistemi di depurazione dei gas combusti In qualsiasi pratica di riduzione dell'impatto ambientale è possibile agire in due modi completamente diversi: (i) evitare all'origine la produzione dell'elemento inquinante, che è quanto abbiamo considerato sinora, (ii) rimuovere l'inquinante prima di rilasciarlo in atmosfera, che è invece l'oggetto di questo paragrafo. La rimozione di NOx può essere effettuata direttamente nei fumi di combustione a valle della turbina a gas, con un processo di depurazione noto con l'acronimo SCR (Selective Catalytic Reduction). Il processo richiede l'iniezione di un elemento fortemente riducente, affinché si possano realizzare delle reazioni, appunto di riduzione, 4 in ambiente fortemente ricco di 02 come i gas combusti delle turbine a gas • Tale riducente è individuato generalmente nell'ammoniaca, che in presenza di un opportuno catalizzatore consente le seguenti reazioni di riduzione:

4N0+4NH3 +02

~4N2

+6H20

6N02 +8NH3 ~7 N2 +l2H20

(7.16)

In prat ica la reazione si ottiene spruzzando ammoniaca su una matrice ceramica a nido d'ape (honeycomb) o, più frequentemente, su una matrice metallica opportunamente corrugata. La matrice ha lo scopo di offrire una ampia superficie di contatto tra i gas combusti che la attraversano e i metalli di cui è ricoperta, che svolgono la funzione di catalizzatori (si tratta solitamente di pentossido di vanadio, V20s, o triossido di tungsteno, W03). Le reazioni della (7.16) avvengono con la massima efficienza in un campo di temperatura dei gas attorno ai 3007380°C, ma con opportuni affinamenti dei catalizzatori è possibile allargare questo campo di funzionamento. Negli impianti con turbina a gas, non è comunque difficile situare I'SCR in una zona con la temperatura ottimale, seguendo la curva di raffreddamento dei gas nella caldaia a recupero. Ciò si verifica normalmente in una sezione intermedia dell'evaporatore di alta pressione: per dotare un HRSG di SCR è quindi sufficiente prevedere uno spazio opportuno tra i diversi banchi di tale scambiatore. 4

Infatti, la rimozione di CO, qualora necessaria, consiste in una reazione di ossidazione e non necessita dell'aggiunta di altri elementi, essendo I'02 ampiamente presente nei fumi: è solo richiesto un opportuno catalizzatore ossidante per accelerare le reazioni.

J

ombinati

Turbine a gas e cicli combinati

seguenti noustibili naturale, a causa npossibi-

In altre applicazioni rilevanti (le centrali a vapore con caldaie a carbone), la temperatura richiesta coincide con quella di scarico dei gas dall'economizzatore. L'utilizzo di ammoniaca pura come riducente comporta problemi non trascu rabili nello stoccaggio e nel trasporto di tale fluido, che è estremamente tossico, infiammabile, e richiede pressioni superiori ai 10-15 bar per restare liquido a temperatura ambiente . Una soluzione possibile è data dall'utilizzo di una soluzione di ammoniaca idrata (NH40H, liquida a pressione ambiente, ma che va iniettata allo stato di vapore con un conseguente consumo energetico) o di urea ((NH2)2CO) che è trasportata allo stato solido e va poi diluita in acqua. L'urea è assai più sicura ma più costosa: è quindi più indicata per impianti di taglia intermedia che per grandi centra li. Le modalità di funzionamento comunque non cambiano. Discutiamo i requisiti fondamenta li e le problematiche di esercizio degli SCR:

agire in !le mento Q.Jinante fo. La rie a valle tcR ( Seto fortec uzione, 4 as • Tale r oppor-

. : 6)

ramica a o:>portu~ di con:he svolanadio, o con la 10°C, ma ~ mpo di ~ situare fdament'one inè qui ndi biatore.

ilazione e nei fumi:

7.17

• Efficienza di conversione: è la quantità percentuale di NOx convertita in azoto. L'efficienza dipende da: (i) composizione, geometria ed estensione del catalizzatore, (ii) corretta e uniforme alimentazione di ammoniaca, (iii) temperatura operativa, che deve restare nel range prestabilito. L'efficienza di questi sistemi è generalmente compresa tra 1'85 e il 90%: va stabilita a livello di progetto, in funzione della concentrazione iniziale di NOx e dei valori finali da ottenere, tenendo presente che un suo aumento si riflette evidentemente sui costi. • Perdite di carico: la presenza della matrice catalizzata comporta un Llp allo scarico della turbina, che va contenuto agendo sulla geometria e sulla velocità di attraversamento. I valori più diffusi sono attorno ai 100 Pa . • Ammonia-slip: è la quantità di ammoniaca non convertita nella reazione e quindi presente nei gas di scarico. Deve essere estremamente ridotta per ovvi problemi di tossicità e per possibilità di reazioni successive deii'NH3 a formare elementi che provocano intasamento del catalizzatore (vedi dopo) . Tuttavia, il raggiun gimento di alte efficienze di conversione è aiutato da una generosa presenza di NH3: l'ammonia-slip è comunque inevitabile, anche mantenendo l'iniezione di NH3 al di sotto della proporzione stechiometrica suggerita dalle reazioni (7 .16 ), e va controllata mediante accurato dosaggio. • Durata del catalizzatore: è un fattore determinante condizionato da numerosi parametri di esercizio. Tra questi occorre citare: (i) erosione dovuta al naturale passaggio del gas, (ii) avvelenamento, causato da particolari elementi (arsenico, vanadio) contenuti nelle ceneri dei combustibili pesanti, (iii) "plugging", ovvero ostruzione o anche solo copertura del catalizzatore da parte di polveri, ceneri o di prodotti di reazione indesiderati. E' particolarmente rilevante in certe applicazioni lo sporcamente da solfato di ammonio, risultato di reazione dell'ammoniaca in eccesso con 1'503 che si forma neii'SCR per ossidazione catalitica di parte deii'S02 presente nei fumi, qua lora si usino combustibili contenenti zolfo. E' evidente che, ad esclusione del primo fenomeno, peraltro facilmente controllabile adottando basse velocità di attraversamento, si tratta di problemi di scarso rilievo con le turbine a gas alimentate a gas naturale, ma di notevole importanza per SCR posti a valle di generatori di vapore a carbone5 •

5 La denitrificazione dei fumi delle centra li a vapore è l'applicazione più significativa e importante per gli SCR. Con il carbone, gli NO di origine "fuel" sono presenti in misura comparabile a quelli termici, per cui le tecnologie di combustione a basso NOx non sono sufficienti a garantire emissioni contenute (l im ite UE 2001/80/CE: 200 mg/Nm 3 al 6% di 0 2) e il ricorso agli SCR è indispensabile. Si rimanda aii'App.A4 (par.A4.3.2) per la disposizione degli SCR nella linea di trattamento dei fumi nelle centrali a carbone.

7.18

Turbine a gas e cicli combinati

Oltre al classico SCR, va citato il processo SCONOx, che consiste in: • una fase di ossidazione e adsorbimento, in cu i incombusti e CO vengono ossidati a C02 e acqua e l'NO a N02 su un catalizzatore a base di platino e un composto alcalino, K2C03: I'NOz viene adsorbito da l catalizzatore formando nitriti e nitrati di potassio (KN02 e KNOJ), • una fase di rigenerazione del catalizzatore mediante idrogeno (la reazione è: KN02+KN03+4H2+C02 ~ K2C03+4H20+N2) Lo SCONOx è oggi raramente impiegato a causa del suo costo molto elevato (i costi per kg di NO rimosso sono 3-4 volte superiori a quelli con SCR, a causa del costo del catalizzatore e dell'idrogeno richiesto per la rigenerazione ), ma è molto interessante per i livelli di emissioni straordinariamente bassi (anche di CO e incombusti) che è in grado di offrire. I n termini generali, nel confronto tra SCR e altre tecniche per l'abbattimento di NOx (combustori DLN, diluizione con inerti), restano da valutare i costi di rimozione, determinati dalla quota di capitale, dalla manutenzione (ad esempio, sostituzione del catalizzatore) e dall'esercizio (costo dell'ammoniaca, perdita di potenza a causa delle perdite di carico). Dalla pratica risulta che il ricorso aii'SCR viene posto come seconda opzione rispetto all'utilizzo dei combustori DLN, quantomeno nel caso di turbine a gas alimentate a gas naturale. Va peraltro segnalato che una combinazione di SCR e DLN può servire a raggiungere valori di emissioni veramente minime (ben al di sotto dei 10 ppm) , che potrebbero venire richiesti in particolari aree urbane soggette a restrizioni molto severe.

7.5 Altri inquinanti I NOx sono gli unici inquinanti emessi in quantitativi rilevanti dalle turbine a gas alimentate a gas naturale. Tuttavia è doveroso accennare ad altri· inquinanti (oltre al CO, già trattato) che sono essere presenti in quantitativi trascurabili con il gas naturale, ma che possono avere un certo rilievo con combustibili liquidi, specie se di bassa qualità . Gli elementi più importanti sono il particolato, gli IPA (idrocarburi policiclici aromatici) e gli aldeidi. Con le generica dizione "particolato" si intendono le particelle solide di origine sia inorganica (provenienti dall'aria ambiente e dalle ceneri eventualmente presenti nel combustibile, queste ultime assenti nel gas naturale), che organica, consistenti per lo più in r esidui carboniosi incombusti. Il particolato è classificato secondo la sua granulometria: ad esempio PM1o indica le polveri di diametro aerodinamico inferiore a 10 11m, PM2.s inferiore a 2.5 )lm e così via . Recenti investigazioni hanno accertato che il particolato nelle classi da PM1o a PM1 (quelle note a tutti come "polveri sottili") emesso da turbogas a gas naturale non è dissimile da quello presente nell'aria ambiente, anzi in ambienti inquinati è inferiore perché le frazioni più pesanti sono trattenute dai filtri dell'aria. Si è altresì verificato che la frazione organica (fuliggine) è virtualmente inesistente (non lo sarebbe con alimentazione a combustibili liguidi). I valori rilevati su moderne turbine a gas sono dell'ordine dei 3 10-50 !lg/Nm ( 15% 02): per confronto il limite 2001/ 80/CE per centrali a ca rbo ne è di SO mg/Nm 3 (al 6% 02) quindi almeno due ordini di grandezza più elevato! Per quanto riguarda gli IPA e gli aldeidi, la loro formazione non può essere esclusa in quanto fa parte delle possibili catene di reazioni di ossidazione e pirolisi del metano, ma viene minimizzata dalle temperatu re elevate e dall'eccesso di ossigeno, condizioni ricorrenti nelle turbine a gas. I valori rilevati sono dell'ordine del 3 3 ~tg/Nm e talvolta anche dei ng/Nm : trattasi spesso di quantità non misu rabili.

Turbine a gas e cicli combinati

7. 19

7.6 Cenni alla produzione di biossido di carbonio Il biossido di carbonio (più noto come anidride carbonica) non è un gas di per sè nocivo, ma è ritenuto responsabile di una consistente attività per !"'effetto serra ". Con questa dizione si intende l'alterazione climatica del pianeta, dovuta a una diminuzione dell 'irraggiamento di cal ore dalla superficie terrestre verso lo spazio a causa della presenza in atmosfera di sostanze, prodotte dalle attività umane, capaci di un maggior assorbimento delle radiazioni nello spettro dell'infrarosso. La C02 è assai meno attiva in questo senso rispetto ad altri gas (es: idrocarburi, clorofluorocarburi, gli stessi ossidi di azoto) ma viene emessa in quantitativi ingenti dai processi di combustion e. Essendo il prodotto naturale di una buona combustione del carbonio, che costituisce la maggior frazione massica di qualsiasi combustibile fossile, il controllo delle sue emissioni esula tota lmente da interventi del tipo descritto in questo capitolo. Le strategie generali di riduzion e delle emissioni di C02 sono sostanzialmente di tre t ipi: • Sostituzione dei combustibili fossili con altre fonti di approvvigionamento energetico, quali il nucleare e le fonti rinnovabili (idrauliche, eoliche, geotermiche, solari, etc.). Si tratta di tecnologie perseguite da tempo, in vist a di un'alternativa strategica alla dipendenza energetica soprattutto dal petrolio. La loro penetrazione industriale, oltre gli attuali livelli, è ostacolata da vincoli di diversissima natura (sicurezza, disponibilità, economicità, etc.), la cui discussione esula totalmente dagli scopi di questo testo. • Separazione della C02 dai gas combusti o produzione di combustibili di sintesi a base di idrogeno con cattura della COz : trattasi di centrali che utilizzano i combustibili fossili, ma la C02, inevitabilmente prodotta, non è però dispersa in atmosfera, ma viene resa disponibile in uscita dalla centrale come un flusso ad elevata purezza e allo stato liquido. Questo flusso verrà quindi trasportato in appositi luoghi di "sequestro geologico" dove verrà accumulata per tempi virtualmente infiniti (acquiferi, giacimenti di idrocarburi o di carbone esa uriti o in via di esaurimento, alt re cavità sotterran ee). Ad oggi non sono in operazione impianti di questo tipo, ma la loro realizzazione non sembra comportare incognite tecnologiche note. In essi le turbine a gas giocano un ruolo insostituibile: se ne parlerà alla fine del Cap.8. • Rispa rmio energetico, aumento dei rendimenti di conversione, utilizzo di combustibili con minore conten uto di carbonio per unità termica sviluppata. In un simile contesto, il ruolo delle t urbine a gas e dei cicli combinati è di primissimo piano : questo breve paragrafo ha appunto lo solo scopo di inquadrarne il "peso" in relazione alle altre tecnologie di produzione elettrica. Infatti non vi è dubbio che l'adozione massiccia dei cicli combinati a gas naturale come tecnologia sostitutiva delle centrali a carbone abbia un effetto non risolutivo ma di notevole efficacia su lla riduzione delle emissioni di C02. Si consideri che: • L'aumento di rendimento di un generico ciclo di potenza comporta un minor consumo di combustibile a pari elettricità prodotta, e quindi, a pari tipo di combustibile usato, una minore emissione di C02. Seguendo i valori di Tab.4.5 (rJ=56% per un ciclo combinato e r]=43% per una centrale a carbone) ne consegue che per produrre 100 unità di energia elettrica sono necessarie 100/0.54 = 178 unità di combustibile contro 100/0.43 = 233: essendo la produzione di C02 proporzionale alla quantità di combustibile usato (sempre a parità di co m-

Turbine a gas e cicli combinati

7.20

bustibile), si ottiene una riduzione delle emissioni del 24%. • Il gas naturale ha un rapporto idrogeno/carbonio elevato: ne consegue una minor produzione di C02 per kg bruciato, e, ciò che più conta, per MJ prodotto dalla combustione, come chiaramente evidenziato in Tab.7 .3. L'utilizzo di gas naturale consente una riduzione delle emissioni di C02 del 40% rispetto al carbone e del 26% rispetto all'olio combustibile, a pari potenza termica sviluppata.

Tab.7.3: Emissioni di C02 per i principali combustibili fossili. Combustibile {valori medi) Gas naturale Olio combustibile Carbone

0

/o C,

in

~eso

75

88 62

LHV, MJ/kg

kg di C02 ~er kgt

kg di co2 eer MJth

kg di C02 per MJe1

48 42 24

2.75 3.23 2.27

0.057 0.077 0.095

0 .102 (1)=56%) 0.179 (1)=43%) 0.221 (1)=43%)

L'effetto combinato dei due punti sopra segnalati giustifica l'ultima colonna di Tab. 7.3, da cui si evince che il ciclo combinato a gas naturale comporta, a pari produzione elettrica, un'emissione di C02 indicativamente pari alla metà di quanto si verifica con una centrale a carbone. Questo risultato non è da considerare come risolutivo per il problema co2, anche perché dipende dallo sfruttamento intensivo di una risorsa non illimitata come il gas naturale, ma può offrire una valido contributo nel medio termine al contenimento dell'effetto serra . Si può concludere questo capitolo affermando che le turbine a gas e in particolare i cicli combinati uniscono alle prestazioni termodinamiche di alt issimo livello un impatto ambientale globale nettamente più limitato rispetto ad ogni altra tecnologia basata sullo sfruttamento dei combustibili fossili. Rimandiamo al prossimo capitolo la discussione (seppure sintetica) di alcuni temi relativi ad un utilizzo delle turbine a gas in impianti avanzati, capaci di dare, in prospettiva, una risposta definitiva anche ai problemi dell'effetto serra (impianti con cattura di C02 per il successivo sequestro geologico).

8.1

Turbine a gas e cicli combinati

Capitolo 8

LE TURBINE A GAS E IL CARBONE

Il futuro a breve e medio termine delle turbine a gas e dei cicli combinati alimentati a gas naturale è già stato in gran parte delineato nei precedenti capitoli. In questi anni (2005) si dovrebbe assistere, nel settore delle grandi unità per ciclo combinato, al consolidamento tecnologico e operativo di una classe di macchine caratterizzate da temperatura di ingresso in turbina dell'ordine dei 1400°C e oltre, mentre altre innovazioni potrebbero riguardare le turbine di taglia medio-piccola in modo da migliorarne la competitività, aumentandone i rendimenti, magari grazie anche all'adozione di rigenerazione e interrefrigerazione. L'elemento che però riveste maggiore importanza strategica nello sviluppo delle turbine a gas è, ad opinione dell'autore, la possibilità di rimuovere il loro più grave limite, cioè l'incapacità di funzionare con combustibili di basso pregio. Abbiamo infatti più volte discusso dei grandi vantaggi offerti da queste macchine nell'assetto in ciclo combinato, dimostrando che sono le più efficienti in termini termodinamici, le più economiche, le meno inquinanti, e così via, ma sempre e solo se abbinate al gas naturale. Considerando che le riserve accertate di combustibili fos1 sili sono fortemente sbilanciate a favore del carbone , e che comunque un paese industrializzato non può basarsi in esclusiva sulla fornitura di un solo tipo di combustibile, è facile capire quanto forte possa essere l'interesse dei grandi enti elettrici verso sistemi che uniscano le doti positive delle turbine a gas con la flessibilità in termin i di combustibile delle centrali a vapore. Attualmente sono aperte due strade per rendere compatibili le turbine a gas (e con esse i cicli combinati) con i combustibili pesanti, intendendo con questi non solo il carbone, ma anche residui di raffineria, oli pesanti, scisti bituminosi, orimulsion e altro: (i) la gassificazione, (ii) i letti fluidi pressurizzati. Di queste tecnologie parleremo nei prossimi paragrafi, privilegiando la prima per due motivi: (i) sembra ad oggi la più interessante, (ii) si presta ad operazioni di cattura della C02 che potrebbero in futuro rivelarsi decisive (ne parleremo nell'ultimo paragrafo) . La trattazione svolta in questo capitolo non potrà essere esaustiva, non solo perché si parla di impianti di grande complessità, ma anche perché ad oggi la tecnologia non è st andardizzata su una soluzione rivelatasi superiore alle altre. Si tratta infatti di un settore ancora in evoluzione in termini industriali, anche se sono stati realizzati con successo impianti dimostrativi (ma anche commerciali) di grande potenza. 1 Il rapporto R/ P (riserve accertate rispetto alla produzione annua) è dell'ordine dei 60-70 anni per il gas naturale e dei 250 anni per il carbone. Si tenga presente che le riserve accertate sono storicamente assai variabili a seguito di scoperte di nuovi giacimenti (ad esempio il rapporto R/P del gas naturale è sempre risultato lievemente crescente negli ultimi due o tre decenni), per cui il valore di 250 per il carbone è puramente indicativo, ma rappresenta chiaramente una disponibilità pressoché illimitata.

8.2

Turbine a gas e cicli combinati

8.1 Gli impianti con gassificazione (IGCC) E' ben noto (par.2.2) che la turbina a gas non consente l'utilizzo diretto di combustibili di basso pregio, come il carbone e i residui di raffineria, i cui residui di combustione comporterebbero in brevissimo tempo intollerabili effetti di sporcamento, corrosione ed erosione dei delicati organi interni della macchina. Una possibile soluzione consiste nel ricorrere ad un passaggio intermedio, appunto la gassificazione, ossia la conversione del combustibile di partenza in un gas di sintesi (syngas) pulito e ben accettato da un motore a combustione interna come la turbina a gas. Da questo principio deriva l'acronimo IGCC (Integrated Gasification Combined Cycle) con cui è nota questa tipologia di impianti. La gassificazione è un processo perseguito a livello industriale da almeno un secolo (i primi sistemi risalgono addirittura alla prima metà dell'800), che ha avuto grande diffusione per la produzione di gas manufatturato (il cosiddetto gas di città) e, più recentemente, per la produzione di benzine sintetiche e di composti di base per l'industria chimica . Fino agli shock petroliferi degli anni 70 la grande disponibilità a basso costo di petrolio, e poi di gas naturale, ha limitato l'interesse per questa tecnologia a particolari aree geografiche ricche di carbone ma prive di alt re risorse fossili (ad esempio il SudAfrica), per produrre combustibili sintetici e per la chimica di base. Dapprima l'incremento dei prezzi del petrolio e poi l'attenzione ai problemi ambientali e alle problematiche di sma ltimento dei residui di raffineria, ha nno rivalutato in parte l'interesse per la gassificazione integrata con la produzione di elettricità in grande scala, sfruttando gli elevati rendimenti dei cicli combinati. L'aggiunta di sezioni rilevanti di impianto al ciclo combinato comporta, come vedremo, oneri aggiuntivi che frenano il raggiung imento della competitività rispetto alla classica tecnologia delle centrali a vapore, rivitalizzata dai recenti avanza menti descritti nell'appendice A4 (è usuale riferirsi ai cicli a vapore avanzati con l'acronimo USC - Ultra Supercritical Cy cle - a ricordare l'utilizzo di pressioni massime molto elevate, importante ma non unica chiave per l'ottenimento di alti rendimenti). Ad oggi sembra delinearsi una situazione per cui la soluzione USC risulta quella preferita per l'utilizzo di carbone di buona qualità, mentre gli IGCC, per le migliori prestazioni ambientali, vengono preferiti nel caso di combustibili fossili di minor valore commerciale (carbone ad alto contenuto di cenere e zolfo, orimulsion) e soprattutto di residui di raffineria (tar, asfalti, coke), setto re quest'ultimo in cui si sono avute importanti realizzazioni.

8.1.1 Descrizione generale La gassificazione consiste nella trasformazione di un combustibile solido o liquido in un gas combustibile, principalmente a segu ito di reazioni di ossidazione parziale che trasferiscono il potere calorifico del combustibile originario principalmente a CO e H2. L'interesse dell'industria energetica verso processi di grande capacità ha orientato le soluzioni tecniche v erso reattori pressurizzati alimentati ad ossigeno (piuttosto che ad aria), da integrarsi con la sezione di potenza. La sezione di gassificazione ha come componente principa le il reattore di gassificazione, ma è in realtà composta da numerosi sottoimpianti, che a loro volta possono interagire con ilciclo di potenza, che è concettualmente del tutto simile a un ciclo combinato a gas naturale (ne approfondiremo le differenze nel par.8.1.4). Per i vari sottoimpianti schematizzati in fig.8.1, si consideri che:

8.3

Turbine a gas e cicli combinati

•

Isola di Gasificazione

-

Elettr.

TRATT. CARBONE

r+

carbone l

SYNGAS COOLING

syngas l l

j vapore

~

"'

u

"'



"'

acqua/vapore

i

l

syngas depura t o

gas combusti

CICLO A VAPORE

E~

l l

---

Q)

CT

l 1 Elettr. 1-

SE PAR. ARIA

...o

:::J

l l

E

LINEA IDEALE DI DEMARCAZIONE

~ :

.·

•c

•c

l'-1"'"=====-="""

"'l

Carbone

FLUSSO TRASCINATO

Vapore! Ossige(o cAria 1

l l Gasi

Gas

Scori~ Basso

Scorie

Fig.8.2; Le tre principali tipologie di gassifìcatori: schema concettuale e distribuzione qualitativa di temperatura lungo l 'asse del reattore (derivato da: Electric Power Research Institute).

111111 400 800 800 100012001400

o 200

TEMPERATURA,

•c

viene a sua volta raffreddato dal flusso di carbone. Il char (residuo carbon ioso) restante viene gassificato nel letto, dove reagisce con vapore e ossidante. Il gas prodotto è a temperature moderate ( 450+550°C) ma va "lavato" dagli idrocarburi liquidi, che vengono poi separati e riciclati. A questa categoria appartengono i processi Lurgi e British Gas/Lurg i. • Letto fluido: si tratta di un letto di carbone e inerte fluidificato da un flusso di ossidante e di vapore, non dissimile dai combustori a letto fluido se non per il minor apporto di ossidante. Operano tra gli 800 e i 1000°C, in un campo dove è possibile ottenere una buona rimozione dello zolfo con aggiunta di sorbente nel letto. Risulta invece critico ottenere una buona conversione del carbonio, che tende a restare intrappolato nel letto di ceneri. A questa categoria appartengono i processi KRW, HTW eU-gas. • Flusso trascinato ( entrained flow): sono in pratica dei combustori che lavorano in difetto di ossigeno. Operano a temperature molto elevate

Turbine a gas e cicli combinati

8.6

(1200+1400°C), per ottenere una cinetica di reazione molto veloce (hanno tempi di residenza inferiori di ordini di grandezza rispetto agli altri tipi) e per portare le ceneri oltre il punto di fusione, rilasciandole principalmente come slag. Sono più semplici ed economici dei precedenti, accettano qualsiasi tipo di carbone in qualsiasi pezzatura (va comunque ridotto a polverino) e sono pertanto la categoria più diffusa. Il loro punto critico è la necessità di operare un recupero termico efficiente dai gas di sintesi essendo questi prodotti a temperature molto elevate. Appartengono a questa categoria i gassificatori Shell, Texaco, Destec, Combustion Engineering, Prenflo, Koppers-Totzek.

8.1.3 Raffreddamento del syngas e recupero termico I trattamenti del syngas grezzo sono di due tipi: (i) raffreddamento e recupero termico, (ii) pulizia chimica e fisica . I due processi sono in realtà collegati, essendo il primo funzionale al secondo, ma è utile parlarne separatamente. Il recupero termico costituisce un apporto energetico importante al ciclo di potenza. La fig.8.3 mostra un bilancio di massa, di specie chimiche e di potenza termica per un gassificatore a flusso trascinato alimentato a slurry di acqua e carbone: fatto 100 I'LHV del carbone entrante, i flussi energetici uscenti sono: Il potere calorifico del syngas ottenuto, che è l'output più pregiato del processo di gassificazione (costituirà l'input principale del ciclo combinato). Si definisce la "co/d gas efficiency" come:

,m .

co ld gas e11 zczency =

[G·LHV (come COeH2)] syngas [ ] G · LHV carbone

E' un numero utile a classificare le prestazioni di un gassificatore, ma non va inteso come il suo rendimento perché, come ben visualizzato da fig.8.3, sono presenti molti altri flussi energetici, che interessano il rendimento finale di conversione del carbone in elettricità. Le perdite termiche, il carbonio incombusto, il rilascio delle ceneri e dello slag ad alta temperatura, pari a pochi % dell'input di calore . La quota relativa al potere calorifico dello zolfo che verrà separato, una perdita voluta per motivi ambientali (si veda 8 .1.4): è un valore non trascurabile nella figura , relativa a un carbone ad elevato contenuto di zolfo. Il calore recuperabile dal raffreddamento del syngas, che da fig.8.3 è stimato pari al 21.6% dell'energia introdotta nel sistema, una quota quindi di notevole entità. La qualità termodinamica dei processi di recupero è quindi un elemento rilevante per le prestazioni dell'intero impianto e le soluzioni adottate caratterizzano le tecnologie dei costruttori. Con riferimento ai gassificatori a flusso trascinato sono individua bili quattro sistemi principali: A) • COV-·

~

,r ,

0

< ·.., • ..,. '

sc..tr 1:.,.

D((

~~

r

Con "syngas coolers" radiativo e convettivo (fig.8.4A): il raffreddamento ad '"' alta temperatura, cioè dalle condizioni di uscita del gassificato re ---l> (1200+1400°C) fino a un livello termico più moderato (circa 900°C) avviene in uno scambiatore radiativo (dove il meccanismo di scambio prevalente è l'irraggiamento ), in cui si solidifica IQ.__s!f-9. che viene poi separato da un ciclone. Ad esso segue uno scambiatore corwettivo, che porta i gas a temperature di 250-300°C. Entrambi i syngas coole~s producono vapore ad alta pressione

4

8.7

Turbine a gas e cicli combinati ~f.u'.

c• ~

Ostech (À>1) o comunque in presenza di qualsiasi gas inerte (è sufficiente che sia completamente ossidato il combustibi le). LHV e HHV si esprimono in J/kgr (o multiply; per i combustibili gassosi sono però spesso riferiti al metro cubo standard (St m : p= 101325 Pa, T= 15°C) o nor3 1 male (Nm : p=101325 Pa, T=0°C) • La differenza tra LHV e HHV è determinata dalla presenza dell'acqua nei fumi e quindi dell'idrogeno nel combustibile: per esempio, è elevata per il metano (CH4: 50009 kJ/kg contro 55495), mentre è nulla per il monossido di carbonio (CO: 10101 kJ/kg, sia LHV che HHV), privo di H2. Come abbiamo visto in Al.1, il calcolo della combustione si può riportare ad un semplice bilancio entalpico, qualora l'entalpia dei gas combusti sia calcolata per una miscela la cui composizione tenga conto della trasformazione chimica effettuata. Tale composizione è facilmente ricavabi le nota la reazione di ossidazione del combustibile, ipotizzando la sua completa ossidazione. In questo caso, con la convenzione per l'entalpia precedentemente definita (che include il calore di formazione delle molecole) il bilancio di un combustore diviene semplicemente:

Gox · hox +G l ' h 1 ::::: G gns · h gns

(A1.4)

dove ovviament e Gox+Gt=G9 as. Converrà svolgere fino in fondo un esempio di ca lcolo per meg lio illustrare il procedimento.

Esempio: si abbia una kmole di aria (supposta per semplicità composta solo da N2 (79.05%) e 02 (20.95%) a 400°C e si realizzi una combustione di metano puro a 25°C, in quantità pari al 25% di quello stechiometrico (A=4 ) . Calcolare la temperatura dei gas combusti. Comburente: 02 (MM=31.999) ~ 0.2095 kmoli = 6. 704 kg N2 (MM=28.013) ~ 0.7905 kmoli = 22.144 kg t otale = 28.848 kg (MM= 28 .848 kg/kmol) entalpia= 6.704·363.012 + 22.144-396.709 = 11220 kJ/kmol (h di N2 e 02 da relative tabelle - hox= 11220/28.848=393.85 kJ/kg) Combustibile: Reazione : CH4+202 ~ 2H20+C02; per una mole di metano ne servono due di 02 in una reazione stechiometrica (>,=1); se À=4, si avrà: moli CH4 = moli 02 /2 /4 ~ 0.2095/2/4 = 0.02619 kmoli CH4 che corrispondono a 0.42 kg, essendo MM=16 .043 - l'enta lpia è -4688 .94 kJ/kg (da tabella a 25°C) per cui l'input è - 4688 .95·0.42 = -1970 kJ Gas combusti : l'entalpia totale sarà: 11220-1970=9250 kJ - essendo la massa pari a 28 .848+0.42= 29.268 kg, l'entalpia specifica dei gas combusti risulterà pari a 9250/29 .268=316 kJ/kg. Per conoscere la temperatura del gas corrispondente a tale entalpia occorre costruire la relazione T-h di una miscela di gas con la composizione derivante dalla reazione in oggetto. I componenti della miscela, supponendo la totale ossidazione del metano, saranno 0 2 e N2 (dal 1

3

3

Stm e Nm sono unità di massa e non di volume, come potrebbe sembrare a prima vista; 1 kg di combustibile corrisponde (dall' equazione dei gas perfetti) a 23.65/ MM Stm 3 e a 22.42/MM Nm 3 , dove MM è la massa molecolare del fl uido considerato (vedi anche eq.7.7) .

A5

Turbine a gas e cicli combinati

comburente) e H20 e C02 (prodotti di combustione). Avendo usato 0.02619 kmoli di CH4 e ricordando la reazione di combustione, avremo: 0.7905 kmoli N2 0.02619 kmoli C02 0.02619·2 = 0.05238 kmoli H20 0.2095-0.02619·2 = 0.15712 kmoli 0 2

(22.144 (1.1526 (0.9434 (5.0278

kg) kg) kg) kg)

Con questa composizione è possibile trovare l'entalpia massica dei gas combusti: h = (E; h;·ml) l (E1 m), note le h1 (per l'i-esimo componente) dalle tabelle a varie temperature. A 1000°C si ottiene h9 as=325.86 kJ/kg, a 900°C h9 as=202.55 kJ/kg: interpolando linearmente tra i due valori si ottiene una temperatura di 992°C (il procedimento può essere poi reso più sofisticato dal punto di vista dell'interpolazione numerica). Più complesso è il calcolo in un problema in cui sia nota la temperatura dei gas combusti e si vog lia determinare la quantità di combustibile necessaria ad attenerla (problema che si incontra sovente nei calcoli di turbine a gas): non essendo nota a priori la composizione finale, indispensabile per il calcolo dell'entalpia dei gas, occorre procedere iterativamente ripetendo il calcolo sopra illustrato per diverse quantità di combustibile fino a convergere alla temperatura desiderata. Ovviamente la soluzione di tali problemi ben si presta all'impiego del calcolatore.

E' interessante notare che la scrittura del bilancio entalpico, utilizzando la definizione di entalpia usata nelle tabelle, permette di ricavare il potere calorifico di un combustibile, avvalendosi dell'eq.A1.3. Calcoliamo ad esempio il potere calorifico del metano, riferendoci alla combustione di una kmole di metano con ossigeno puro (ma i risultati non cambierebbero utilizzando aria, in quanto l'azoto e l'eventuale eccesso di ossigeno non modificherebbero il bilancio entalpico, comparendo sia nel termine "ox" che nel termine "gas" alla stessa temperatura e quind i eliminandosi). Si avrà, per la già citata reazione di combustione del metano: Combustibile: Comburente : Gas combusti:

CH4: 02: C02: H20:

l 2 l 2

kmol, kmol, kmol, kmol,

16.043 63.998 44.010 36.032

kg, kg, kg, kg,

ho= -4667 ho=O ho=-8941.668 ho=-13422.89

Svolgendo il calcolo si ricava LHV= 50010 kJ/kg. Il potere calorifico citato è quello inferiore (LHV= lower heating value), perché l'entalpia dell'acqua di Tab.A1.7 è relativa allo stato vapore . Se si vuole calcolare il potere calorifico superiore (HHV), basta ricordare che il calore di evaporazione dell'acqua a 25°C è 2442.51 kJ/kg: l'entalpia dell'acqua liquida a 25°C risulta, nelle nostre convenzioni, pari a -15865.4 kJ/kg. Ripetendo il calcolo con questo valore si ottiene I'HHV che è 55495 kJ/kg. Le tab.Al.lO e Al.ll riportano infine le proprietà di gas risultanti dalla combustione stechiometrica di CO e H2 (due combustibili gassosi spesso presenti in gas sintetici), mentre le Tab.Al.l2-A1.15 sono riferite a gas combusti di metano con diversi rapporti aria/combustibile.

Turbine a gas e cicli combinati

A6 Tab.A1.1' N2 - AZOTO - Massa mol. 28.013 Temp.

Ental pia

Cp

Entropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-10.399 0.000 78.027 18 2.666 288.705 396. 709 507.028 619 .787 734.891 852.050 971 .016 1091.608 1213.660 1337 .019 1461.545 1587 .111 1713.600

l . 0399

6800.596 6836.071 7069.502 7317.901 7521.161 76 94. 808 7847.566 7984 . 689 8109.476 8224.061 8330. 04 1 8428 . 679 8520.959 8607.670 8689.451 8766.832 8840.256

Tab.A1.2'

l . 0398

l. 0418 1.0523 1.0695 1. 0912 1.1154 l . J.397 1.1619 1.1809 1.1981 l . 2135 1.2273 1.2397 l . 2507 l . 2605 l . 2691

Entalpia

Cp

En tropia

oc

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-5.204 0.000 39.028 91. 065 143. 102 195.140 247.177 299.214 351.251 403.288 455.326 507. 363 559.400 611 .437 663.475 715.512 767.54 9

.5204 .5204 .5204 . 5204 .5204 . 5204 .5204 . 5204 .5204 .5204 . 5204 . 5204 .5204 .5204 .5204 . 5204 . 5204

3846.560 3864. 412 3981.075 4104 . 628 4204.402 4288.089 4360.163 4423.458 4479 . 882 4530.783 4577.145 4619.712 4659.059 4695.639 4729.815 4761. 885 4792 .092

Entalpia

Cp

Ent ropia

•C

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 14 00 1 500

-9.171 0.000 69.405 164 .209 262.076 363.012 466.6 75 572.576 680.289 789.506 899.852 1011.257 1123.671 1237.047 1351. 34 2 1466.517 1582 .533

. 9163 .9179 .9340 .9629 .9944 1 . 0238 1.0486 1.0686 1 . 0853 l . 0980 1.1088 1 .11 92 1.1290 1.1384 1. 14 74 1.1560 1 .1643

6376.226 6407.512 6615. 088 6840.047 7027.596 7189 . 859 7333 . 397 7462.185 757 8. 963 7685.784 7784.089 7875.214 7960.208 8039.903 8114 .966 8185 . 943 8253 . 288

Entalpia

.ep

Entropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

. 178 .000 8.429 39 . 009 84.445 140.677 205.451 277.326 355 . 225 438.222 525.589 616 . 772 711.310 808 .817 908.960 1 011.454 1116.052

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-8950 . 064 -8941 . 668 -8875 . 614 -8779 .977 - 8677.090 - 8568 . 261 - 8454.572 - 8336 .878 - 8215 . 805 - 8091. 905 - 7965.816 - 7837 .781 -7708.006 -7576.680 -7443.976 -7310.050 - 717 5 . 046

.834 5 .844 6 .915 2 .9950 1.0606 1 . 1142 1.1582 1.194 7 1 .22 61 1 .2504 1 .2710 1.2894 1.3058 1 . 3204 l . 3334 1.3449 1.3550

4 826.748 4855.39 0 5052.714 5279 . 412 5476.482 5651.385 5808.780 5951.892 6083.141 6204.315 6316.640 6421.3 64 6519.483 6611.793 6698.94 5 6781.477 6859 . 844

Exergia

Entalpia

Cp

Ent ropia

•c

kJ/kg

kJ/kgK

J/kgK

.089 .000 4 . 215 19.4 15 41. 705 68. 791 99.339 132.505 16 7 . 719 204.580 242.795 282. 1 40 322.446 363 .577 405.425 447.900 490 .931

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 150 0

- 4688.940 - 4667.000 -4492.373 - 4230 .346 -3 933.298 - 3600.736 -3 233.551 -2 833.987 - 2405 .621 - 1 953 .273 -1480 .494 -98 9 . 01 8 -4 80 .442 43. 733 582 . 094 1133.318 1696 . 167

2.1787 2.2094 2.4503 2.7934 3.1484 3.5014 3.8386 4.1467 4.4125 4.6287 4.8240 5.0028 5.1662 5 . 3150 5 .4501 5.5724 5.682 7

Exergia

Exergia

kJ/kg .143 .000 7.221 35.268 79.399 136.081 202.842 277.868 359.809 447 .581 540.180 636.991 737.512 841.316 948.036 1057.355 1168.994

Tab.Al. 5' CH4 - NETANO - Massa mo l. 16.04 3

JcJ/kg

02 -OSSIGENO -Massa mal. 31.999

Temp .

Temp.

kJ/kg

Ar -ARGON - Massa mol. 39.944

Temp.

Tab.A1.3'

Exergia

Tab .A1 .4 : C02 - biossido C - Massa mo l. 44.010

Temp.

11528 .100 11602.950 121 24.380 1 2744.910 13313.3 70 13847.440 14355.470 14841.090 15305.310 15747.61 0 16168.700 16570.630 16955.110 17323.520 176 77 .050 18016.720 18343.42 0

Bxergia kJ/kg .375 .00 0 1 9.161 96.178 223.741 397.070 6 1 2.786 867.561 115 7.519 1477.998 1825.229 2196.8 67 2 590 .813 3005.146 3438.102 3888.053 4353.497

Tab.A1 .6' CO - Monossido C - Massa mol. 28 .010 Temp.

Entalpia

Cp

Entropia

kJ/kg

•C

kJ/kg

kJ/kgK

J / kgK

.157 . 000 7 .516 35.248 77. 1 98 129 . 755 190 . 622 258 .125 331 . 021 408 . 389 489 . 426 573.662 660.734 750 .349 842 .265 936 . 278 1032. 215

15 25 100 200 300 400 500 600 700 8 00 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-3956.822 -3946 .423 -3868.290 - 3763. 184 -3656.285 -3547.060 -3435. 237 -3320.794 -3203 .937 -3085 .068 -2964.503 -2842.412 - 2718 .949 -25 94 .258 - 2468.470 -2341.705 -2214.072

1.0398 1.0400 1 . 0446 l . 0589 1.08 0 0 1 . 105 0 1 . 1315 1.1570 1.1794 1. 1975 1.2136 l . 2280 1.2410 l . 2526 l . 2630 l. 2722 1 .2803

7016.997 705 2.473 7286.210 7 535 . 698 7740.596 7 916.199 8071.037 8210.207 8336.895 8453 .152 8560.559 86 60.423 8753.771 8841.4 18 8924 .028 9002 .148 9076. 236

Exergia

kJ/kg .179 .000 8.444 39.165 84.974 141.843 207.501 280.451 3 59. 536 443 .743 532 .285 624.602 720 .232 818.791 919.949 1023.422 1128 .966

combinati

Turbine a gas

Al

e cicli combinati

Tab . A1. 7: H20 (vapore) - Massa mol. 18 . 016 Exergia kJ/kg .143 .000 7.221 35.268 79.399 136.081 202.842 277.868 359.809 447.581 540. 1 80 636.991 737.512 841.316 948.036 1057.355 1168.994

Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 11 00 12 00 1300 1400 1500

•c kJ/kg .375 .000 19.161 96.178 223.741 397.070 612.786 867.561 1157.519 1477.998 1825.229 2196.867 2590.813 3005.146 343S.102 3888.053 4353.497

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 HOO 1 500

k J/kg .179 .000 8.444 39.165 84.974 141.843 207.501 280.451 359.536 443.743 532.285 624.602 720.232 81 8.791 919.949 1023.422 1128.966

Entropia

Exergia

J/kgK 10411. 780 10475 .330 10896·. 250 11350.460 11727.740 12054 . 220 12344.610 12607.940 12850.260 13075.970 13288 070 13488 . 390 1 3678 . 370 13859 .130 14031 . 630 141 96 . 640 14354.820

kJ/kg .320 . 000 15.233 71.207 155.586 261.344 384.503 522.553 673.845 837.365 1012.242 1197.448 1392.089 1595.381 1806.627 2025.205 2250 . 549

Entalpia kJ/kg - 1 43.276 . 000 1 078.130 2523 . 772 39 76.413 5434.585 6898 . 389 6369.973 9854.012 11357.370 12882.61 0 14429.330 1 5997.090 1 75 85.440 1 9193.870 20821 . 870 2 24 68 . 930

Cp kJ/kgK 14.3215 14.3336 14.4136 14.4949 14.5554 14.6082 14.6714 14.7680 14.9255 15.1435 15.3605 15.5732 15.7813 15.9847 16.1830 16.3762 16.5640

Entropia J/kgK 64280.160 64768 . 950 67994 .1 4 0 71426 .180 74211.220 76556 . 150 78583.480 80373.320 81982.320 83452.660 84811.410 86076.540 87261.880 88378 . 330 8943 4 .630 90437 . 880 91393 . 930

Exergia kJ/kg 2.458 .000 116.539 538.919 1161.200 1920.232 2779.586 3717.530 4721.846 5786.825 6906.948 8076.472 9290.827 10546.300 11839.800 13168.680 1 453 0 .690

Tab .A1. 9 : ARIA SECCA- Massa mol. 28.964

fraz.molare

Composizione Ar C02 N2 02

Exergia

kJ/ kg -13 4 41. 52 0 -13 422.890 -13282 . 160 -13090.760 -12893.900 -12690.800 -12481.060 -12264.500 - 12040.960 - 1181 0. 1 40 - 11572.030 -11327.100 - 11 075 . 820 -1081 8 . 630 - 1 0555.950 -10288 .180 -10015.670

Cp kJ/kgK 1.8615 1.8641 1.8905 1.9396 1.9989 2.0638 2.1313 2.2002 2. 2710 2.3454 2.4160 2.4818 2.5431 2.6000 2.6529 2.7020 2.7475

Tab. A1 . 8: H2 - IDROGENO - Massa mol. 2.016 Temp.

Exergia

En talpia

Temp.

•c 15 25 100 200 30"0 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Argon Bioss.carb. Azoto

Ossigeno Entalpia

kJ/ kg -14. 1 23 -4 . 076 71.450 173.134 276.587 382.238 490.270 600.665 713.253 827.742 943.857 1 06 1. 447 1 180.374 1 300 .511 142 1. 743 1543.965 1667.079

fraz.massica

.93000E- 2 .30000E-3 .78090 .20950

Cp kJ/kgK 1.0046 1.0048 1.0101 l. 0247 l. 0450 1.0683 l. 0923 1.1153 1.1360 1.1533 1.1688 1 .1828 1 . 1 955 1 .2070 l. 2174 1.2268 1.2353

Entropia J/kgK 6826 . 210 6860.485 7086.419 7327.782 7526.075 7695.934 7845.525 7979.775 8101 . 834 8213 .809 8317 . 251 8 4 13 . 4 33 8 503 . 3 52 8587 . 798 8667 . 4 1 6 8742 . 735 8814.200

.12826E- 1 . 45584E-3 .75527 .23145 Ex ergi a kJ/kg .172 .000 8.163 37.885 82.217 137.225 200.656 271. 025 347.221 428.325 513.599 602 . 511 69 4 .629 789.589 887.083 986.848 1 088.655

Tab. Al . 1 0: Cffi4B. STECH. DI CO E ARIA SECCA

---co---

MJ/kg 10.103, 10.103, 9.832, 9.183,

Pot. c al. sup. Pot . c al . inf . Ex erg i a

Lavoro rever.

MJ/Nm3 MJ/Stm3 12 . 626 , 11 .969 12 . 626 , 11. 969 12.288, 11.648 11. 477, 10.879

kg combur . /kg combust. Holi combur. /moli combust. Nm3 fumi/kg combustibile

2.4679 2.3866 2.3099 Composizione fraz. molare massica .00769 .00913 Ar Argon .34667 .45339 002 Biossido carbonio .64564 .53748 N2 Azoto r1assa mol . [kg/kmoll 33 . 651

Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 600 900 1 0 00 1100 1200 1300 1400 1500

Entalpia kJ/kg ·4063. 540 -4054.097 -3961.854 · 3661.777 - 3777.659 - 3669.792 - 3556.478 - 3444.035 - 3326.601 -3207.179 -3065.595 -2962.254 -2837.34 0 -2711.020 - 2563.447 - 2454.762 - 2325.092

Cp kJ/kgK . 9420 . 9466 .9797 l. 0214 l . 0604 1.0964 1.1293 1.1590 1 . 1851 1.2064 1.224 9 1.2416 1.2564 1.2697 1.2815 1.2920 1.3012

Ent r opia J/kgK 604 8 . 486 6080 . 701 6296 . 696 6534 . 117 6733.626 6907.021 7061.145 7200.310 732 7 .402 7444.394 755 2.706 765 3.591 7748. 036 7836.828 7920.610 7999.913 8075.163

Exergia kJ/ kg .162 . 000 7.843 37.134 81.767 137.937 203.300 276.250 355.592 440.332 529.623 622.885 719.641 819.488 922.081 1027.122 1134.350

Tab . Al.11 ' COMB. STECH. IDROGENO E ARIA SECCA - --H2-- Pot. c a l. sup. Po t. c a l . inf.

Exe rgia Lavoro r ever.

MJ/kg 141.781, 119. 95 4 ' 138.765, 117.653 ,

MJ/Nm3 HJ/Stm3 12 . 753, 12.089 10.790, 10 . 228 12 .48 2, 11. 832 10 .58 3, 10.032

kg combur . /kg combust. combur. /moli combust. Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 f umi secchi/kg combustibile ~loli

Cowposizione

fraz. molare

Ar Argon 002 Biossido carbonio H20 Acqua (vapore) N2 Az oto Hassa mol . [kg/kmol] 24.646 Temp .

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Entalpia kJ/kg - 3415.528 - 3403 .111 - 3309.696 -3183.746 -3055.362 -2923. 993 - 2789.223 - 2650.931 -2509 . 152 -236 4. 019 - 2215 . 7l1 -2064 . 483 - 1 910.575 -l 754 . 211 -1595.600 - 1434. 934 - 1272.393

Cp kJ/kgK 1.241 4 1.2420 1.2502 1.2703 l . 2960 1.3304 1.3652 1.4005 1.4348 1.4676 1.4961 l . 5261 l . 5517 l . 5752 l. 5967 1.6163 l . 6342

34.289 2. 3866 32.093 20.976

massica

.00769 . 0 0 025 .34 642 . 64564

.01246 .00044 .25324 .73386

Entropia J/kgK 7909 . 893 795 2.254 8231.695 8530.647 8776.681 8987 . 912 9174. 520 9342.686 9496 . 386 9638. 321 97 70 . 435 98 94. 126 1001 0 . 490 10J.20.400 10224 .560 10323.570 10417.920

Exergia kJ/kg .21 3

.ooo

10.099 46.917 101.926 170.336 249.469 337.622 433.576 536.391 645.309 759.658 878.873 1002.468 1130.023 1261.169 1395.580

AB

Turbine a gas e cicli combinati

T ab. Al. . 12 : COI·IB. STECH. DI METANO E ARIA SECCA

---CH4-- Pot. ca l. sup. Pot. cal. inf. Exergia Lavoro rever.

MJ/kg

MJ/Nm3

55.495, 50.010, 57. 304, 50.986,

39.723, 35.797, 41. 01 8 ' 36.496,

f.1J/Stm3

kg combur./ kg combust. Moli combur./moli combust . Nrn3 fumi/kg combustibile Nm3 fum i secchi/kg combustibile

---CH4---

I".J/kg

37.656 33 . 933 38.683 34.596

Pot. cal. sup . Pot . cal . i nf. Exergia Lavoro rever.

55.495, 50.010, 57.304, 50.986,

17.235 9. 5465 14.735 11. 940

kg combur./kg combust. f.loli combur . /moli combust . Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 fumi secchi/kg combustibile

fraz. molare

massi ca

.84182E-2 . 95089E- 1 H20 Acqua (vapore) .18 964 N2 Azoto .70686 02 Ossigeno . 00000 Hassa mol. [kg/krnol l 27 . 739

.01212 .15087 .123 1 6 . 71385 .00000

Composizione Ar Argon C02

Temp. C

15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1 000 1100 1200 '1 300 1400 1 500

Bioss.carbonio

Entalpia Cp kJ/kg kJ/kgK - 3013.266 - 3002.219 - 2918 . 748 - 2805.419 -2689 .324 -2570 .161 - 2447.796 - 2322.243 -21 93 .648 - 2062 .262 - 1928 . 359 - 1792. 161 -1653.876 -1513.697 - 1371 . 800 - 1228 .34 9 -1083 . 494

1. 1038 1.1 056 1.1209 1.1465 1.1759 l . 2075 l . 2397 1. 2711 1 . 3004 l . 3268 1.3509 l. 3727 1 . 3926 1.4107 1.4270 1.4418 l . 4551

Tab . Al.14: COMB .METANO E ARIA SECCA,

Entropia J/kgK

Exergia kJ/kg

7158.895 7196 . 583 7446. 245 7715.205 7937.709 8129.280 8298.710 8451.386 8590 . 7 9 4 8719.288 8838.573 8949 . 974 9054. 525 9153.058 9246 . 245 9334.646 9418.730

.190 .0 00 9.034 42.173 91.928 153.974 225.824 305.856 392.887 485.962 584.301 687 . 285 794 . 397 905. 1 99 1019 .312 1136 . 406 1256.192

LAI-IBDA~4

MJ/Nm3 f.1J /Stm3 39.723, 37.656 35.797, 33.933 41. 018, 38.883 36 . 496, 34.596 68.94 0 38.185 54.747 51 .952

fraz . molare .90627E- 2 .25812E-1 H20 Acqua (vapore) .51039E-1 N2 Azoto .76097 02 Ossigeno .15311 Massa mal . (kg/krnol] 28. 634

rnassica

Temp .

Exergia kJ/kg

Composizione Ar

Argon

C02

Bioss.carbonio

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

Cp Entalpia kJ/kg kJ/kgK

-796 . 088 -78 5.780 - 708.183 -603 . 463 -496 . 713 ·387.539 - 275. 770 -161 .4 23 -44 . 662 74.233 194.986 317 . 42 7 4 41 . 401 566.764 693 . 384 821 . 141 949 . 924

l. 0304 l . 0311

1 .0390 l . 0565

l. 0792 1.1046 1.1307 1 .1559 1.1788 1. 1985 1.2162 1 . 2323 1. 2469 1.2601 1.2721 1.2829 l. 2926

Entropia

J /kgK 6955.959 6991.124 7223.245 74 71.803 7676.409 7851.929 8006.692 8145.747 8272 . 329 8388.610 8496.184 8596.333 8690.067 8778.187 8861.342 8940.073 9014.828

. 01264 . 03967 .03211 .74447 .17110

.177 . 000 8 .390 39.003 84 . 749 14 1 . 592 207.218 280.106 359.127 443.352 532. 033 624.615 720 . 641 819 . 73 2 921.559 1025. 842 1132.337

Tab.Al.13: CO!·IB.l·IETANO E ARIA SECCA, LAMBDA=2

Tab.Al..l5: COMB. ì1ETANO E ARIA SI!CCA, LAI1BDA=8

kg combur./kg combust. Moli combur./moli comb. Nm3 fumi/kg combustibile Nm3 fumi secchi/kg combustibile

kg combu r./kg combust . Moli combur . /moli combust. Nm3 fumi /kg combustibile Nm3 fumi secchi/ kg combustibile

34.470 19.093 28.072 25 . 278

Composizione fraz. molare Ar Argon . 88371E-2 C02 Bioss.carbonio . 50054E- 1 H20 Acqua (vapore) .99539E- l .74204 N2 Azoto .99535E- 1 02 Ossigeno Massa mol. (kg/krnol] 28 . 321

massica

Exergia kJ/kg

kJ/kg

Cp kJ/kgK

Entropia

C

15 25 1 00 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500

-1556 . 005 -1545 . 444 -14 65 .834 -1358 . 163 - 1248.211 - 1135.613 - 1020 . 212 - 902. 024 -781.207 - 658.031 - 532 . 771 -405 . 615 -276.736 - 146 . 295 - 14.439 118.697 252.988

l . 0556 l . 0566 1.0671 1.0 873 1 .1123 1.13 99 1.1681 1.1954 1.2205 l . 2425 1 . 2624 l . 2805 l . 2969 1 . 3117 l. 3252 1.33 73 l. 3483

704 7 . 290 7083. 319 7321.4 5 2 7577 . 002 7787.743 7968.764 8128 .555 8272.277 8403.256 8523 . 724 8635 . 311 8739.316 8836 . 758 8928.446 9015 .04 0 9097.085 9175 . 038

Temp.

Entalpia

J/kgK

.01246 . 07778 .06332 .73397 .11246

.181 .000 8.611 40.090 87 . 210 145.836 213. 595 288 .93 2 370.698 457.956 549 . 947 646 .0 94 745.921 849 .02 5 955 .063 1063.737 1174.787

137.88 76 . 371 108.10 105 . 30

Composizione f raz. molare .91798E-2 Ar Argon C02 Bioss.carbonio .13221E-1 H20 Acqua (vapore) .25850E-1 .77081 N2 Azoto 02 Ossigeno . 18094 28. 797 ~1assa mol . [kg/krnol ]

massica

Temp .

Bntropia J/kgK

Exergi a kJ/kg

6899.64 7 6934 . 370 7163.419 7408 .4 06 7609.878 7782. 588 7934.785 8071 .454 8195 .791 8309.935 8415 . 456 8513.637 8605.477 8691.772 8773.173 8850.210 8923.332

. 175 . 000 8 . 278 38 . 448 83.492 139.424 203.961 275.598 353.217 435.892 522 . 882 613 .64 3 707.729 804 . 769 904 . 445 1006.485 1110.653

•c 15 25 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1 300 1400 1500

Entalpia Cp kJ/kg kJ/kgK - 407.921 -397. 7 43 -321.174 -217 . 960 -112 . 847 -5.42 2 104.492 216 .877 331.567 448.274 566 . 725 686.758 808 .227 930 . 996 1054 . 941 1179 . 950 1305. 919

l . 0176 1.0180 l . 024 7 l . 04 07 1. 0622 1.0866 1.1117 1 . 1358 1.1576 1.1761 1.1927 1. 2077 l . 2214 1 . 2338 1. 2450 1.2551 1.2642

.012733 .020205 . 016172 . 74983 . 20106

A9

Turbine a gas e cicli combinati

Tab.A1.16: Coefficienti per il polinomio di 4• grado che definisce il calore specifico in funzione della temperatura nelle tabelle da Al.l a Al.lS (cp con Cp in J/kgK, T in •c. Campo di validità da 15 a 1500°C.

:56 i33 1). In realtà il rendimento di pri mo principio è valido, come parametro di merito delle trasformazioni, solo se si confrontano fra loro macchine che utilizzano e producono le stesse forme energetiche (ad esempio, due centrali elettriche alimentate dallo stesso combustibile fossile, o, nel caso di energ ia termica, macchine che lavorano tra sorgenti di calore alla stessa temperatura). In un · caso appena più genera le, si possono ottenere risposte del tutto scorrette e prive di significato: ad esempio, sarebbe assurdo concludere che è meglio usare il gas naturale in caldaie di riscaldamento piuttosto che in centrali elettriche, solo perché le prime hanno un rendimento dell' 80% e le seconde del 40+50%. Per ovviare a queste lacune, che si rivelano spesso delle "trappole concettuali" portando a gestioni energetiche irrazionali, è stato elaborato il concetto di "rendimento di secondo principio", genericamente definito come:

A13

Turbine a gas e cicli combinati

risultato utile "lu =risultato utile conseguibile con processo reversibile

(A2.2)

Il denominatore rappresent a perciò il massimo effetto utile ottenibile con macchine e processi ideali ai sensi del secondo principio, in cui è annullato qualsiasi degrado energetico a seguito della produzione di entropia conseguente alle irreversibilità. Sarà ora necessario definire in termini generali e quantificabili (utili cioè nei calcoli) quest o concetto.

A2.3 Formulazione generale Per formulare in maniera propria e generale gli aspetti riguardanti la quantità e la qualità termodinamica dei flussi energetici, è bene ricorrere a un impiego simultaneo del primo e del secondo principio della termodinam ica. Consideriamo un sistema generico definito in fig.A2.1, contornato da un ambiente a pressione po e temperatura To. Il sistema scambia con l'esterno potenza meccan ica W e diverse potenze termiche Q;, attraverso sorgenti di calore a t emperature T; (includendo fra queste l'ambiente stesso); nel sistema sono introdotte una o più portate massi che Gn e ne escono una o più portate Gout . To Po

w sistema

in

aut Fig.A2.1: Schematizzazione di un generico sistema termodinamico interagente con un ambiente esterno.

Si supponga poi il sistema in condizioni stazionarie. La scrittura del primo principio (conservazione dell'energia) porta a : Il

IQi -w +I G h.- I a h·=o i=O

in

(A2.3)

out

Con h * si intende il gruppo (h+Vl/2 +gz) (entalpia più energia cinetica e potenziale). Scrivendo invece il secondo principio si ottiene :

Q. -I_, -I G s +I Ti Il

i;=O

in

Gs

=

!1S '?_

o

(A2.4)

out

dove s è l'entropia specifica (funzione di stato delle masse fluenti nel sistema), mentre il termine LlS rappresenta la generazione di entropia totale del sistema a

Turbine a gas e cicli combinati

A14

causa delle trasformazioni irreversibili avvenute. Tale termine è positivo o nullo per trasformazioni reversibili, per il secondo principio. Sommando membro a membro la (A2.3) con la (A2.4) moltiplicata per To (temperatura dell'ambiente di riferimento, che rappresenta il cosiddetto "stato morto", caratterizzato, oltre che da To, da una pressione po e da una composizione chimica prefissata: una volta che un generico fluido abbia ragg iunto questa condizione, da esso non è più possibile ricavare alcuna forma di energia utile), si ha:

W=

IO- Ti

To )Q; + LG(h* -Tos) -

i• l

2: G(h. - Tos)-Tothl

(A2.5)

oUl

in

I vari termini della (A2 .5) mettono in relazione la potenza meccanica scambiata dal sistema con: i flussi della grandezza h*-Tos (che chiameremo sinteticamente b), che indica la disponibilità del fluido a compiere lavoro rispetto a uno stato di riferi mento; tale grandezza è univocamente definita noto lo stato termodinamico del fluido e stabilita T o; i cosidetti "equivalenti meccanici" della potenza termica, che chiameremo Wme,l (potenze meccaniche equivalenti) : essi rappresentano la quantità di potenza meccanica producibile da quella termica con un processo reversibile. Si noti infatti che le potenze termiche sono pesate dal fattore (1 -To /T) che non è altro che il rendimento di un ciclo reversibile operante tra sorgenti a temperatura costante T e To (ciclo di Carnot); le irreversibilità causate da processi dissipativi, col termine To L1S, che ha l'effettivo significato di potenza "persa" a loro causa (si noti che S non è l'entropia specifica [J/kgK], ma è una quantità assoluta [W/K]). Si può quindi riscrivere la (A2.5) più sinteticamente: Il

W= l:Wme.i + i= /

2: G ·b- L G ·b- ToflS in

(A2.6)

OUI

In un processo reversibile, L15 sarà nullo e quindi la "potenza reversibile" sarà: IZ

W rev =

2: Wme.i +L G · b- L G · b i=J

in

(A2. 7)

out

In realtà, come vedremo negli esempi, L15 è il risultato totale di un certo numero di processi irreversibili (L15;) che avvengono all'interno di un sistema complesso (es : dissipazioni per attrito, perdite termiche verso l'ambiente, scambi termici a ~T finiti, etc.). Si può quindi esprimere 11n come: n .,II

= ___!!__ = Wrev- T O J1S = l _ T O L;f~. S i = l _ "'. ~n Wrev

Wrev

Wrev

L..,

"IJI,i

(A2.8)

in cui ogni L15; dà luogo a una corrispondente perdita di rendimento ~ll n,; che ch iarisce il precedente concetto di lavoro perso. E' importante sottolineare l'importanza di tali informazioni: è per esempio possibile capire immediatament~ di qua nto potrebbe aumentare il rendimento del sistema se si riuscisse a rimuovere la i-esima causa di irreversibilità.

A15

Turbine a gas e cicli combinati

A2.4 Applicazioni ed esempi generali

A2.4.1 Ciclo di potenza con sorgente di calore a T=costante E' una schematizzazione molto usata nell'analisi dei cicli: si ipotizza una sorgente di calore, spesso fittizia, che costituisce l'elemento base per un ciclo ideale di riferimento (ciclo di Carnot) operante tra tale sorgente e l'ambiente. Nella pratica ingegneristica, esistono situazioni impiantistiche per cui tale schematizzazione è adeguata: ad esempio in una centrale nucleare ad acqua bollente, il vapore prodotto dal reattore si comporta come tale, ment re in altri casi la sorgente subisce piccole variazioni di temperatura ed è lecito considerala a T=cost. (es: l'acqua pressurizzata di una centrale nucleare PWR, il fluido di trasporto di impianto solare) . In molti altri casi può essere tuttavia utile considerare una sorgente a temperatu ra pari a quella massima raggiunta nel ciclo, dando per scontat o che il degrado del calore per giungere a quella temperatura non sia utilizzabile a causa dei limiti sopportabili dai materiali, e non sia quindi di competenza (almeno in un certo senso) del progettista del ciclo termico. Comunque, in questa schematizzazione, detta Th la temperatura della nostra sorgente, i termini a secondo membro della (7) si riducono al solo contributo della potenza meccanica equivalente Wme relativa alla potenza termica Qh entrante nel ciclo, essendo nulle Gin e Gout. Definito, come usuale, il rendimento di primo principio 'l i = W/Qh, si avrà:

17 =~= 11

Wme,Qh

w

=

Q11 · {l - T ol Th)

= .!}_;_

1],

1- T o l T11

"7rev

(A2.9)

Si noti che 'li e 11n sono correlati da 'lrev, che è il rendimento di un ciclo di Carnet operante tra Th e To. Il significato fisico è evidente e la differenza tra 'li e 'ln è tanto maggiore quanto più bassa è Th, ovvero quanto più povera termodinamicamente è la sorgente disponibile. Per l'analisi delle irreversibilità, si potrà scrivere che: 1],

= W =

Q

h

_ Toi':S "7rev

Q

h

W W

"7u = -me,Qh

Toi':S W me.Qh

= ]---

(A2. 10)

Il termine 115 rappresenta la produzione totale di entropia nel ciclo: è valutabile, come si vedrà al par.A2.5, analizzando uno per uno i componenti del ciclo che presentano irreversibilità : ognuno di essi sarà quindi responsabile di una perdita di rendimento 11'1;, ai sensi della (A2.8). Si individua così il contributo del componente i-esimo allo scadimento di prestazioni del ciclo: è evidente che tali informazioni sono preziose alla comprensione dei fenomeni termodinamici e alla determinazione dei possibili margini di miglioramento. Si noti inoltre dalla (A2. 10) che la formulazione basata sul computo dei 115 è applicabile anche per ricostruire il rendimento di primo principio, unendo all'immediatezza di tale concetto la dovizia di informazioni propria dell'analisi entropica.

A2.4.2 Ciclo di potenza a recupero da corrente fluida In questo caso il ciclo di potenza utilizza come sorgente termica il calore recuperato dal raffreddamento di una corrente fluida (es: sezione a vapore di cicli combinati gas-vapore, cicli geotermici). Il recupero completo avviène quando un flusso G, entrante nel sistema in condizioni definite dal pedice "in", viene portato alle condizioni dell'ambiente (po, To):

A16

Turbine a gas e cicli combinati

7lr =

w

· 77 11 -

G·(h;n-ho) '

-

w

w

G· (b;n-bo)

G·ex;n

(A 2 .1l)

Si è introdotta la grandezza exergia (ex) definita come (b-bo ) : quest a quantità, spesso citata nelle analisi termodinamiche dei processi, ha l'important e significato fisico di "lavoro estraibile reversibilmente" quando si porta il fl uido alle condizioni dello stato morto corrispondente, dal punto di vista fis ico, all'ambiente. Per l'analisi delle perdite, come in (A2.10), si potrà scrivere:

_

Tothl

ry,- 7Jrev- G·(h· -h} o

_ Tothl "7u - 1 - G· .

ex,n

111

(A2.12)

Si noti che 'lrev nella prima parte dell'eq. A2.12 è il rendimento del ciclo reversibile che usa come sorgente di calore il fluido nel suo raffreddame nto da Tin a To, ovvero ex;n l (h,n-ho) . Sviluppando questa formula per un gas perfetto (cp= cost.) lungo un'isobara si ritrova facilmente 'lrev = l - To/Tmi, con Tmi media logaritmica tra T;n e To, come nell'eq.4.3.

A2.4.3 Ciclo di potenza alimentato da combustibile I cicli utilizzanti i processi di combustione come sorgente di calore sono i più diffusi e i più importanti nella generazione di potenza. Il rendiment o di primo principio mostra a denominatore il potere calorifico (solitamente inferiore - LHV), che considera i flussi di entalpia delle specie ch imiche partecipanti alla combustione: il comburente (ox), il combustibile (f), i gas combust i (g) . Si ha quindi:

TJ1 =

w

w

Gox hox.o + G1 h1o - Gg hg.o

G1 · LHV

(A2.13)

Per l'analisi di secondo principio di un processo che comprenda la combustione è necessario rifarsi alle eq. (A2. 7) e (A2.8), usando in luogo dell'entalpia la grandezza b=h-To· s. Si scrive quindi:

77/J =

w

w

Gox box,O + Gf bjo- Gg bg,O

Gf. ex!

(A2.14)

ex/ =a box,O + bjo-( a+ f) bg.O introducendo l'exergia del combustibile ext, definita appunto dalla (A2.14), che rappresenta il lavoro estraibile dalla combustione dopo aver riportato i fumi alla condizione ambiente con un processo reversibile (mentre LHV rappresenta il calore estraibile dai fumi). L'utilizzo operativo di exr è più complesso di LHV, perché l'entropia di un gas perfetto, contra riamente all'entalpia, è funzione non solo della temperat ura, ma anche della pressione. In particolare, per una miscela di gas qua.li 2 l'aria e i gas combusti, s dipende dalla pressione parziale dei singoli componenti • Ciò significa che exr include anche il lavoro reversibile teoricamente estraibile sfruttando la differenza tra le pressioni parziali dei componenti i prodotti di combustione 2

La pressione parziale p; è la pressione che avrebbe il gas che occupasse da solo l' intero volume di controllo a una certa temperatura. La legge di Dalton (p=l:;p;) fa lega alla pressione del sistema p: X; = p;/p = N;/N, con N numero di moli e x "frazione molare" . Tutte le proprietà estensive (u, h, s, espresse in term ini molari - J/mol, J/moiK) sono la somma di quelle dei singoli componenti pesate per le frazioni molari.

A17

Turbine a gas e cicli combinati

e le pressioni parziali degli stessi componenti nell'ambiente di riferimento (a maggior chiarimento, si rimanda a A2.5.3). L'estrazione di questo lavoro sarebbe teoricamente possibile mediante membrane semi-permeabili reversibili, che in rea ltà non sono praticamente disponibili e che esulano comunque dal campo ingegneristico degli impianti di potenza. E' allora più pratico, e fisicamente più corretto, non considerare tale lavoro, ed epurare l'entropia impiegata nella (A2.14) dall' "entropia di miscelamento", utilizzando invece di s la quantità s *, definita da: •

S

N l =s -f>.s lm·x = s-R g ·"' ~ x1 ·In i= /

(A2.15)

Xi

dove R9 è la costa nte della miscela trattat a (cfr. anche A2.1.1). La quantità s* viene impiegata per definire il lavoro reversibile del combustibile {wrev,t) come :

Gf . W rev.f = Gox(h - Tos· Jox.O + Gf (h - Tos· )J.O

-

Gg (h - Tos' Jg.O

(A2.16)

e riferendo ad esso il rendimento di secondo principio. Per i combustibili normalm ente utilizzati, la differenza t ra Wrev,t e exr è piuttosto modesta (per esempio, per il m etano 49917 contro 50349 kJ/kg, inferiore quindi all' l %) . Si può anche notare come tali valori differiscano poco da LHV: l'analisi di secondo principio nel caso del la combustione con aria dei più comuni combustibili porta a valori ben poco diversi da quella di primo principio, e quindi f]u risu lta non molto dissimile da f]r (e in ogni caso si tratta di una differenza univocamente determinata per una certa composizione del combustibile). E' comunque significativo not are come, dal punto di vista del secondo principio, il combustibile potrebbe essere trasformato in lavoro nella misura di Wrev,r (o di exr) con un processo reversibile (es: una pila a combustibile) che sfrutti direttamente l'energia della reazione chimica, eliminando il passaggio, tipicamente irreversibile, di generazione del calore sviluppato dalla combustione (che comunque non è a temperatura infinita e non vale quindi come lavoro meccanico) e soprattutto di un sfruttamento di tale calore a livello termico ancora più basso mediante un ciclo t ermodinam ico.

A2.4.4 Pompa di calore Si consideri una pompa di calore atta a trasferire calore dall'ambiente (che si t rova a To) a un pozzo di cal ore a temperatura più elevata Th (ad esempio un ambiente da riscaldare nella stagione fredda) . I l suo "rendimento" è normalmente chiamato COP (coefficient of performance) e coerentemente con la (A2. 1) è il rapporto t ra il ca lore trasferito a Th e l'elettricità utilizzata, cioè Qh /W (si noti peraltro che COP è un numero sempre superiore all'unità, il che non è certo elegante nella formu lazione di un rendimento) . Per il secondo principio, utilizzando la (A2.8) invertita trattandosi di un ciclo in cui W entra nel sistema, e sfruttando la (A2. 7) per il numeratore, si ottiene:

W,.ev QJl-ToiT~r) (T~r -To) I T" 7lu =W= Qhl COP = l l COP

somma di

COP COPrev

(A2.17)

Il risultato è concettualmente analogo alla (A2.9), essendo COPrev il COP di una pompa di calore reve rsibile (ciclo di Carnot inverso) operante t ra To e Th. fln risulta poi minore dell'unità, come è più desiderabile. Incidentalmente si pl.Jò notare che il riscaldamento mediante elettricità (con resistenze elettriche) è assimilabile a una pompa di calore con COP=l : il suo utilizzo, come si vede dalla (A2.17), comporta

Turbine a gas e cicli combinati

A18

un flii molto basso per basse Th (es: riscaldamento ambienti: To= 0°C, Th=25°C, COPrev =11.92, f')II=0.084), ma si rivaluta notevolmente per utilizzi ad alta temperatura (es: forni industriali, acciaierie, etc. con Th di 800-1000°C).

A2.4.5 Impianto di cogenerazione Si consideri da ultimo un impianto che produca come effetto utile sia lavoro (W) che energia termica (Q - positivo se uscente dal sistema), per semplicità a una temperatura costante Th, utilizzando combustibile. Alla luce di quanto affermato dalle eq.A2.7, A2 .8, A2.14, si avrà :

_ ryl-

W+ Q G f ·LHV

. '

71

' III

= W+ Q· (1 - T 0 1T 11 ) Gf '

W rev. f

(A2.18)

A parte le differenze (piccole) t ra LHV e Wrev, si noti come 1')1 dia a Q lo stesso valore di W, senza discernere tra il ben diverso valore termodinamico del lavoro e del calore. I nvece f')n assegna al calore un peso (il ren dimento del corrispondente ciclo reversibile) assai inferiore all'unità, privilegian do così la produzione elettromeccanica: per esempio, tra due impianti con pari f')I, f')II "premia" giustamente quello che produce più elettricità e meno calore. E' interessante notare come l'analisi termodinamica porta a indicazioni che almeno qualitativamente vanno nello stesso senso delle considerazioni economiche, nelle quali è fondamentale tener conto del diverso valore "monetario" (€/MJ) dell'energia elettrica e del calore. In questo caso f')II non è però esaustivo per la valutazione del risparmio energetico della cogenerazione perché pesa diversamente il calore a diverse temperature (come doveroso dal punto di vista termodinamico) che però nella pratica viene comunque prodotto a partire dal combustibile (e quindi il risparmio di combustibile è identico indipendentemente dalla temperatura!) . Per una discussione più esaustiva degli indici di valuta zione degli impianti di cogenera zione si rimanda al Cap.6.

A2.5. Le irreversibilita nei cicli termodinamici Come affermato dalle eq.A2.8 e A2.10, è possibile ricostruire il rendimento dei processi energetici mediante la va lutazione delle irreversibilità (LlS) verificatesi nelle varie trasformazioni di cui è composto il processo stesso, in particolare un ciclo termodinamìco. In questo capitolo vedremo come procedere al calcolo pratico dei LlS: si tratterà di applicare l'eq.A2.5 alle casistiche più diffuse. Si ricorda che noto .LlS è possibile, ai sensi della A2.8, ricavare le perdite di lavoro utile (LlW=To·LlS) e di rendimento relative al processo considerato e individuare così le responsabilità delle singole macchine al conseguimento di rendimenti minori di quelli ideali.

A2.5.1 Perdite per scambi di calore a L1T finiti Lo scambio termico è reversibile solo se avviene, in ogni punto dello scambiatore, sotto differenze di temperatura infinitesime. Analizziamo ad esempio il ca so dello scambio di una potenza Q tra una sorgente termica a temperatura costan te Th e una portata G di fluido più freddo. Supponendo uno scambic;> senza perdite verso l'esterno e non essendoci lavoro, l'eq.A2.5 diventa:

.T o D..S ={l- T o l T;) Q+ G (h;,.- how )- G (To Sin - T oSout)

(A2.19)

A19

Turbine a gas e cicli combinati

ma essendo Q = G-(hout-hin) , si ricava facilmente: /).S

= G ( S our - S;,.} - Q / T h=~ S fluido+ D-Ssorgente

(A2.20)

dove LlSsorgente è negativo, poichè il calore ne esce e la sua entropia assoluta diminuisce. Di fatto il LlS del sistema non è altro che la somma delle variazioni di entropia dei fluidi o delle sorgenti che lo compongono, da cui deriva il nome di "analisi entropica" al presente approccio. Si può anche dimostrare, a livello di esercizio, che il termine To-l':>S corrisponde effettivamente a una perdita fisica di lavoro meccanico. Si consideri una sorgente di calore a t emperatura T1 : con una macchina reversibile si potrà estrarre un lavoro W1 = q · (1-To/Tl); supponiamo ora di introdurre tra la sorgente e ìl ciclo una resistenza termica, tale che la cessione del calore q avvenga a una temperatura TzO) compiuta dal fluido senza interagire con l'esterno. E' quanto avviene in una laminazione isoentalpica, ovvero di una perdita di pressione senza scambio di calore nè di lavoro con l'esterno. In questo caso, dalla (A2.3) si ha h ;n=hout e dalla (A2 .5), semplicemente, LIS=G· (SourS;n). Alla stessa conclusione si perviene considerando una macchina adiabatica (turbina o compressore) con rendimento fluidodinamica non unitario: dalla (A2.3) si ha W = G· (hnhout) e dalla (A2.5) ancora LIS=G· {Sex-Sin) . Anche in questo caso (come nel par.A2.5.1), si può dimostrare che il termine To· LIS corrisponde a una perdita fisica di lavoro meccanico. Riferiamoci ancora al caso della laminazione isoentalpica di un gas che passa da una pressione p1 ad una inferiore pz per effetto di una strozzatura: se il gas è perfetto la trasformazione è isoterma (T=cost.). Il lavoro w ottenibile lungo un'espansione isoterma (a cui abbiamo dovuto rinunciare, perché nella trasformazione reale non si produce alcun lavoro) è dato da:

w= RgT In p ' =T ili Pz

(A2.22)

Tuttavia, per ottenere w, è necessario fornire all'espansione isoterma 1-2 una quantità di calore q pari a w (si ricordi che essendo h1=hz, il primo principio assicura che q=w) . Al calore q introdotto (che, si badi bene, non è necessario per la tra sformazione isoentalpica!) è però associato un lavoro meccanico W me pari a: Wme

9)

= (1-

r;)

·q= (l-

r;) · r;) W= (l

-

·T· ili =(T - T0 ) · ili

(A2.23)

Quindi, il lavoro che avremo dissipato per arrivare da 1 a 2 lungo l'isoentalpica invece che eseguendo una espansione isoterma reversibile (Wdiss) sarà:

A20

Turbine a gas e cicli combinati

w~ . =w - w- = T·!J.s-(T -T.) o ·!J.s=T.o ·!1s

(A2.24)

a conferma della classica relazione più volte discussa. Si noti però che la perdita di lavoro data dalla A2.24 corrisponde a quanto si sarebbe potuto ottenere compiendo la trasformazione 1 -2 con un processo reversibile e non, come si potrebbe credere, a quanto si otterrebbe sostituendo l'espansione isoentalpica (adiabatica irreversibile) con una isoentropica (adiabatica rev ersibile) : infatti l'isoentropica non terminerebbe nel punto 2, ma in uno diverso, a temperatura inferiore, alterando il bilancio di altre t rasformazioni in un sistema complesso come un ciclo t ermodinamico (ad esempio l'utilizzo o la dissipazione termica del gas dal punto 2 - o 2;s - in poi).

A2.5.3 Miscelamenti La relazione liS= ~~ G·s;, intesa in senso algebrico, si applica anche al frequent e caso pratico di miscelamento adiabatico tra due o più flui di, sia nel caso che si tratti dello stesso fluido con different e stato fisico (p,T) o di fl uidi aventi diversa composizione chimica. Quando si miscelino dei gas ideali di diversa composizione si ricordi però la dipendenza dell'entropia dalla pressione parziale della miscela : infatti miscelando due gas alla stessa temperatura e pressione si genera comunque un ~S che corrisponde al lavoro dell'espansione isoterma di tali gas dalla pressione iniziale alla loro pressione parziale nella miscela finale (come accennato in A2.4.3) . Tale lavoro Wmix è dato da : . W nux

N N xMM· = L_,; "'\' Y· . ,..,. "'\' ' ' .- RT rvz = L-J 1

p ·ln MM; P;

MMg RT N l N Wmix=-- I x; ·ln-=T · L/}.S; MM g i~ I Xi i~ I i~I

i~I

(A2.25)

dove N è il numero di specie chimiche, MM; le loro masse molecolari, MMg la massa molecolare della miscela finale, p; le pressioni parziali e p la pressione totale della miscela. Il lavoro Wm;x è quello dissipato nel miscelamento a temperatura T, che, d'altro canto, corrisponde anche al lavoro ideale necessario per separa re i vari componenti di una miscela di gas (es: frazionament o dell'aria in N2 e 02). Si ricordi però che, come in A2.5.2, per ottenere t ale lavoro a T;o:To è necessario introdurre calore nella st essa misura, il che riporta a Wdiss = To · ~s , co me in eq .A2 .23 e A2.24. Questa trattazione è valida per miscele di gas ideali : nel caso di gas reali o condensabili il problema è più complesso e si rimanda a t esti specialistici. Tra questi è senz'altro da suggerirsi "Advanced Engineering Thermodynamics" di Adrian Bejan, edito da John Wiley & Sons, 1988.

Turbine a gas e cicli combinati

A21

Appendice A3

cal pun-

RICHIAMI SULLE TRASFORMAZIONI POLITROPICHE La presente appendice vuole richiamare i concetti fondamentali delle trasformazioni politropiche, in termini essenziali (visto che l'argomento dovrebbe essere già noto), con lo scopo di enfatizzare l'utilità di tale concetto quando applicato al calcolo dei cicli di turbina a gas. Consideriamo il caso di una compressione adiabatica reale di un gas perfetto da un punto l noto a una pressione p2 (fig .A3.1). La trasformazione avviene ad entropia crescente per effetto delle dissipazioni interne alle macchine: il punto finale sarà quindi 2, ad entropia maggiore di 2Js, dove termina la compressione isoentropica. La trasformazione politropica è un generico processo rappresentato dall'equazione p· v" = cast., con l'esponente n (indice della politropica) tale da far passare il gas da l a 2. Si noti che per n=y la politropica coincide con l'isoentropica. I lavori compiuti lungo tali trasformazioni sono:

w;,.= J;1' V·dp; w= J~v·dp + J:T·ds=w;,.+wc,.+Wdiss

(A3.1)

dove W1s è il lavoro lungo l'isoentropica e w il lavoro reale per la compressione adiabatica da l a 2; Wcr e Wdiss sono: (A3 .2) Se il volume specifico del fluido lungo l-2Js è diverso da quello lungo 1-2 (come accade per i gas1 ma non per i fluidi incomprimibili), il lavoro reale w risulta superiore alla somma del lavoro ideale più quello necessario per vincere le dissipazioni interne (Wis+Wdiss) per il termine di controrecupero (wcr). Tale lavoro di controrecupero nasce, fisicamente/ dal fatto che il lavoro dissipato è man mano degradato a energia termica nel gas da comprimere aumentandone il volume specifico e quindi il lavoro necessario per un'ulteriore compressione. La rappresentazione grafica dei vari termini di lavoro è mostrata in fig.A3.1: • Wis è l'area sottesa nel piano T-s (che coincide per un gas perfetto col piano hs, a meno del valore numerico dell'ardinata) all'isobara p2 tra punti 2* e 2Js (do-

s f'19.A3 . 1 : •, ras,ormgz/One ~ · d't compressione lungo una politropica (1-2) e indicazione grafica dei lavori scambiati.

A22

Turbine a gas e cicli combinati

ve 2* è caratterizzato da p =p2 e h =h1): . W IS

2

2

2

= hl u - h l = h 2;, - h2· = f2~ T · ds + f2~' v · dp = f2~ T · ds

(A3.3)

essendo ovviamente dp=O tra 2* e 2rs. • per la stessa ragione w è l'area sottesa all'isobara p2 t ra i punti 2 e 2· . • Wdiss è per definizione 1fT ds, ed è quindi l'area sot tesa alla linea che rappresenta la trasformazione 1-2. • Wcr è il triangolo curvilineo l -2rs-2, in virtù della (A3. 1). Per comprend ere in concreto il senso di T Wcr, supponiamo la compressione divisa in due fasi successive (fig.A3.2): il lavoro dissipato nella prima fase va ad aumentare la temperatura e quindi il volume specifico del gas (T2> T2rs e V2>V2rs in virtù di Wdrss tra l e 2) ; il lavoro necessario per la fase successiva della compress ione (da p2 a p3) sarà quindi più elevato partendo da 2 di qu anto non sarebbe partendo da 2rs (ovvero il salto entalpico tra 3* e 2 è maggiore di quello tra 3rs e 2rs, proprio a causa delle dissipazioni introdotte tra l e 2). Ta le effetto, come già detto, dipende dalla comprimibilità del fluido: per un fluido incomprimibile il controrecupero risulta nullo. E' int eressante notare che 1fv dp ha l'importante significato fisico di lavoro ideale necessario per percorrere la trasformazione 1-2 (qualora per esempio Wdrss Fig.A3.2: Compressione reale venga fornito reversibilmente dall'esterno). La di un gas frazionata in due fasi valutazione di tale integrale dipende dal percorso successive. effett iv amente seguito dal fluido per passare dallo stato l a quello 2, che si svolge lungo una generica li nea nel piano T-s congiungente i due punti. Tuttavia, poichè lo scambio di lavoro con l'esterno è del t ut to indipendente dal percorso seguit o (si ricord i che h, s e v sono funzioni di stato), tanto vale supporre che questi sia quello della politropica, definito cioè dalla legge p·v" = costante. Potre mo allora valutare l' 1fv dp e lo chiameremo sinteticamente "lavoro politropico" (wp) . Introducendo ~=(n- 1)/n , si avrà, per gas perfetti :

s

W ;s

= f7is v · dp = ~ T 1 ( /3° - l)

(da : pvr = cost.)

Rg (j3 ç -1) wp=!,r2v · dp=TT 1

(da : pv"=cost.)

(A3.4)

Rg T, ( j3 ç - 1) w = cp ( Tr T , ) =-Rg T , (T2 - - l) =e T, e Sorge allora la possibilità concettuale di definire un rendimento che usi come riferimento il lavoro politropico, in luogo del lavoro isoentropico. Tale rendimento è detto politropico ('lp), in luogo di quello isoentropico (o ad iabatico) l']rs:

1J

= p

1"1 V . dnr == W- W diss = W ;s + W cr w

w

w

l] . = IS

J12

is

V ·

w

dp

W ;s

w

(A3.5)

A23

Turbine a gas e cicli combinati

E' interessante discutere il significato fisico dei due rendimenti: il rendimento isoentropico rappresenta lo scostamento tra la trasformazione ideale e quella rea le: è quindi di facile comprensione e di grande utilità per calcolare ad esempio la potenza reale necessaria per effettuare una compressione, essendo immediato il calcolo del lavoro isoentropico; il concetto di rendimento politropico è più sottile. Per comprenderlo, guardiamo ancora la fig .A3.2: nella compressione tra 2 e 3, Tf ;s rende conto della differenza di lavoro tra 2-3 e 2;s- 3;s (essendo riferito all'isoentropica 1-3;s), mentre T/p rende conto della differenza tra 2-3 e 2-3*, perchè è riferito al lavoro ideale lungo la trasformazione reale 1-3. In altre parole, T/p nOA attribuisce alla 2-3 la "colpa" di essere discostata da 2;s- 3;s, ma solo di essere discostata da 2-3*: ciò è assai sensato, perchè la differenza tra 2 e 2;s è attribuibile alla 1-2 e non alla 2-3. Quindi flp è più aderente al concetto di rendimento come indice di "qualità della trasformazione" , cioè, per esempio, di cosa sarebbe capace di realizzare un certo compressore (o stadio di com pressore) indipendentemente da ciò che lo ha preceduto o da ciò che lo seguirà e dalla comprimibilità del fluido elaborato, ovvero indipendentemente dalla t rasformazione nel suo complesso.

s

Una conseguenza di questo concetto, ben visibile dalla fig .A3.2, è che se consideriamo due compressori di uguale rendimento posti in serie, la compressione totale non manterrà lo stesso flis dei due compressori, bensì ne manterrà lo stesso !lP· Si comprende quindi come nell'analisi di cicli termodinamici avent i div ersi rapporti di compressione e in generale diverse caratteristiche operative l'impiego di flp in luogo di fl;s sia molto più corretto, al fine di mantenere la stessa qualità delle macchine impiegate. E' peraltro ovvio che flis mantiene tuttavia una indubbia utilità, grazie al suo impiego immediato, quando ci si riferisca a una ben precisa trasformazione. E' anche importante ricordare che flp e flis coincidono per una compressione infinitesima, essendo in tal caso infinitesima la variazione di volume specifico tra 2 e 2;s e risultando quindi W cr un infinitesimo di ordine superiore (da eq .A3.2). In altre parole è possibile scrivere dw = dw;s + dWdiss e definire un unico rendimento:

dw;s dw;s 17 =-- = dw dW;s + dWdiss

l.d . acuz:

l'

l - 1J 1J

dwc~;,,= --dw;s

)

(A3.6)

E' ben ragionevole ritenere che questo rendimento sia considerato l'indice più logico della qualità della t rasformazione : la sua applicazione a una compressione finita tra l e 2 dà origine al rendimento politropico (essendo dw;s=V·dp), proprio perchè non appare il termine di controrecupero, essendo riferita la compressione rea le a quella isoentropica infinitamente vicina. A livello di applicazioni numeriche, si ricordi che, per un compressore, flp è sempre maggiore di flis (si veda la A3.5), e sono uguali solo per una compressione infinitesima e per una compressione isoentropica in cui entrambi sono pari a l. Dalla (A3.4) e (A3.5) si rica va subito (sempre per gas ideale):

0 j3° - l 1Jp=---;g ; 1J;,= j3ç - J

(A3 .7)

in cui è chiaro come flis dipenda da f3, al contrario di flp, a conferma di quanto detto sopra : la qualità della trasformazione è infatti misurata solo da quanto n si discosta day, ed è indipendente dalla variabile intensiva f3. E' altresì interessante valutare la

Turbine a gas e cicli combinati

A24

produzione di entropia nella compressione:

ds = dwc~;ss = l - 7] dw;, = l - 7] T 77 T 77 1-ry fu = - - P R 8 ·ln j3

dp = l - 7] R dp 8 T 77 p

V ·

(A3 .8)

7lp

Tale b.s, valido per i gas ideali, è facile da valutare numericamente anche per i gas il cui Cp è variabile lungo la compressione (che è , come noto, il caso dei gas prevalentem ente biatomici utilizzati nelle turbine a gas): diviene quindi facile determinare le proprietà termodinamiche del punto finale di una compressione a l)p assegnat o (note p es si valutano poi h e T dalle tabelle termodinamiche A1.1-A1.15), senza necessità di valutare Cp e y medi lungo la trasformazione. L'utilizzo numerico del rendi mento politropico è invece assai problematico per i gas reali (per esempio il vapor d'acqua), per i quali la scrittura delle (A3.4, A3.7, A3.8) non è corretta: occorre quindi calcolare una serie di compressioni più piccole possibile, che approssimandosi alla compressione infinitesima sfruttano l'uguaglianza di l)p e l);s. Infine, per una turbina valgono esattamente gli stessi concetti, fatte salve le opportune differenze di segno : infatti l'aumento di volume specifico a seguito di Wdiss va stavolta ad aumentare il lavoro dispo nibile per l'espansione, per cui non si parla di controrecupero ma di recupero (nel senso che parte delle perdite possono essere recuperate in termini di m aggior lavoro a disposizione per il resto dell 'espansione). In un'espansione da p1 a p2, definendo ~=p1/ p2, si avranno le seguenti relazion i :

w = W ;s -

Wdiss

+Wr

wp = J:v·dp = ~8 Tdl - j3.ç)

(A3 .9)

w = c (T,-Tl} = Rg Tdl - T 2 ) = Rg Tdl- j3.ç) p e T, e 7]

= p .

w

J~ v . dp

={

.

e '

7] -

fu = (1-ry P) · R 8 · In j3

is -

w J;" v . dp

1- /3-q

1 - /3-e

(A3 .10) (A3. 11)

a

Turbine a gas e cicli combinati

A25

Appendice A4

(A3.8)

TECNOLOGIA DELLE CENTRALI A VAPORE

(A3.9)

Le centrali termoelettriche con ciclo termodinamico a vapore d'acqua sono a tutt'oggi protagoniste indiscusse nella produzione di elettricità, utilizzando come fonte energetica un'ampia gamma di sorgenti primarie: combustibili fossili di varia natura e pregio, combustibili nucleari, sorgenti ri nnovabili quali le biomasse, l'energia solare ter mica, i rifiuti solidi urbani e altro ancora . La flessibilità del ciclo a vapore nell'uti lizzo delle diverse sorgenti deriva dal concetto di ciclo "chiuso" che preserva le parti più delicate dell'impianto (turbomacchine, scambiatori di calore) dal contatto con prodotti di combustione "spo rchi". D'altra parte, due importanti caratteristiche dei cicli a vapore ne hanno consentito lo sviluppo anche utilizzando tecnologie di modesto livello: (i) la capacità del vapore d'acqua di acquisire e cedere calore a temperatura costante nelle transizioni di fase consente di ottenere rendimenti accettabili anche senza necessità di ricorrere ad alte temperature, (ii) il lavor o della parte "attiva" del ciclo (l'espa nsione) è talmente più grande di quello della parte " passiva" (la compressione dell'acqua, che ha un volume specifico di ordini di grandezza inferiore a quello del vapore) da rendere possibile un saldo netto di potenza anche con macchine poco efficienti. Questi due motivi hanno decretat o la fattibilità della conversione di energia termica in energia m eccanica , sin dagli albor i del la rivoluzione industriale. Certamente oggi, a più di due secoli di distanza, la tecnologia del va pore è ben nota e diffusa, ma è tutt ora oggetto di importanti evoluzioni in termini di miglioramento del rendimento di conversione e de ll'abbatti mento delle emissioni inquinanti, che verranno discusse nel seguito.

A4.1 Il ciclo a vapore d'acqua (A3.10)

A4.1.1 Fondamenti

(A3.11)

è costituito da: (i) una trasformazione iso bara ad alta pressione in cui l'acqua

Il ciclo a vapore, nella sua forma più semplice (ciclo Rankine - fig.A4.1A) , viene riscaldata ed evaporata fino alle sue condizioni di sat ur azione, rea lizzata in uno scambiatore detto generatore di vapore (GV); (ii) un'espansione fino ad una pressione inferiore, che produce lavoro meccanico, ( iii) una trasforma zione contemporaneament e isobara e isoterma in cui l'acqua torna allo stato liquido, realizzata in un condensatore, (iv) una compressione, in cui l'acqua v iene riportata con una pompa alla pressione originaria. Nella prima trasf ormazione, il calore viene acquisito dal ciclo termodinamico, in parte a t emperatura variabile dura nte il riscaldamento del liquido fino alla saturazione, in parte a temperatura cost ante durante l'evaporazione. Questo ciclo presenta numerosi difetti:

A26

•

Turbine a gas e cicli combinati

Il calore necessario per riscaldare il liquido vien e introdotto nel ciclo a bassa temperatura media, influenzando negativamente il rendimento. Durante l'espansione il fluido resta all'interno della curva di tra nsizione di fase e si formano gocce di liquido, che determinano importanti problemi nel funziona mento . dell'espansore stesso: in una turbina , il liquido, con densità ben superiore a quella del vapore, impattando sulle palettature crea degli effetti di erosione che rid ucono drasticamente la v ita della turbi na , oltre a diminuirne il rendimento (il liquido colpisce le pale retorich e con un angolo di incidenza completament e diverso da quello corretto, contrario alla direzione del moto delle pale). Non risulta possibile ottenere temperature ragionevolmente elevate: aumentando la pressione di ev aporazione, certamente aumenta la temperatura corrispondente, ma diventano sempre più importanti gli aspetti negativi sopra evi denziati.

Per risolv ere il primo difetto elenciclo saturo cato, si è introdotta la pratica degli "spilla menti rigenerativi", T noti anche con l'acronimo anglosassone FWH ( Feed Water Heating) . L'idea (valida per ogni processo termodinamico!) è che per risca ldare in modo t ermodinamicamente corretto un fluido a basciclo rigenerati vo B sa temperatura (l'acqua di alimento) occorre usare una sorT gente di calore a bassa t emperatura, invece che il ca lore pregiato ad alta temperatura prodotto dalla combustione della sorgente primaria. Questa sorgente di ca lore è individuata da una quantità ciclo surriscaldato opportuna di vapore, estratto dalla turbina ad una pressione teoricamente corrisponde nte alla T temperatura a cui si v uole riscaldare il liquido (in realtà leggermente superiore per assicurare un .1.T ragionevole allo scambiatore) . Nello scambiatore, visualizzat o in figura , il va pore condensa Fig.A4.1 : Cicli a vapore, schemi concettuali. risca ldando il liquido ad alta pression e; le condense vengono inviate al pozzo caldo del condensatore. L' operazione di rigenerazione, visu alizzata in fig.A4.1B per un solo spillamento, vi ene compiuta attraverso un numero elevato di spillamenti (6-10), come vedremo in seguito. Per aumentare le temperatu re di introduzione del calore nel ciclo e risolvere nel contempo la problematica della presenza del liquido in turbina, è stata decisiva l'intro duzione del "surriscaldamento" del vapore (fig.A4 .1C) . L'effetto positivo del surriscaldamento (SH) sul rendimento si commenta da solo, alla luce di quanto detto: la sua realizzazione comporta tuttavia l'introduzione di sezioni di

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c

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Turbine a gas e cicli combinati

2

bas-

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impianto operanti a temperatu re elevate, e introducendo quindi la tematica dei materiali resistenti ad alta temperatura. Il surriscaldamento (eventualmente ripetuto, con il nome di RH - reheat ing) è comunque la chiave per l'ottenimento di buoni rendimenti di conversione, anche perché consente di adottare pressioni di evaporazione molto elevate (e quindi ancora alte temperature di introduzione del calore nel ciclo), senza incorrere in gravi problemi causati dal liquido in turbina.

A4.1.2 I fattori che caratterizzano le prestazioni Le prestazioni di un ciclo term odinamico, in particolare il suo rendimento, sono infl uenzate da (i) prestazioni dei componenti del ciclo (es: rendimenti delle turbomacchine, della caldaia, etc.), (ii) parametri operativi e assetto del ciclo. Rimandando al prossi mo para gra fo l'analisi dei componenti, si possono individuare cinque parametri principali che descrivono la forma del ciclo termodinamico e stabiliscono la configurazione impiantistica . Essi sono: l. la temperatura massima del ciclo. Un aumento della temperatura del vapore all'uscita del surriscaldatore e dei ri-surriscal datori comporta certamente un aumento considerevole del rendimento del ciclo, in quanto aumenta con essa la temperatura media di introduzione del calore nel ciclo. Migliorano inoltre gli aspetti legati alla presenza del liquido in turbina, spostando verso la destra nel piano termodinamico la linea di espansione del vapore. L'ottenimento di elevate temperature del vapore è ljmltat.cLdalla pcoblematica dei materiali metallici con cui sono costruite tutte le parti dell'impianto sottoposte a tali temperature: i fasci t ubieri di surriscaldatori e ri-surriscaldatori, i collettori del vapore surriscaldato, le tubazioni che collegano la caldaia alla turbina, le valvole di controllo della turbina, la cassa e le palettat ure della turbina (per lo meno nella zona interessata da l vapore a temperatura più elevata). Questi componenti sono sottoposti a significativi sforzi meccanici (alte pressioni) e sono per lo più organi di grandi dimensioni, che richiedono fusioni e lavorazioni meccaniche complesse e devono essere saldabili. Il ricorso a materiali particolarmente sofisticati, quali ad esempio le super-leghe a base nickel utilizzate per le palettature delle turbine a gas, diviene quindi proibitivo, sia per motivi di tecnologia costruttiva che per il costo intrinseco dei materiali, che applicato appunto a pezzi di ingent e peso e dimensioni sposta il compromesso ideale t ra costi e prestazioni sugli acci ai alto-legati. I materiali più utilizzati nelle moderne centrali sono acciai di tipo ferritico (famiglia dei 12 Cr) con moderato uso di austenit ici, mentre per Juturi sviluppi della tecnologia si punta decisamente ad un impiego generalizzato di acciai austenitici. La classe di materiali utilizza ti fissa piuttosto rigidamente le temperature del vapore possibili (tab.A4.1) : si va dai 538°C (1000°F) dei classici gruppi a vapore (con qualche applicazione a 565°C) ai 590-610~C...deLLe...ceQt@!Laçj_Q.ggi CP!l$iderate_ com_!Uiferimento per la m iglior tecnologia . Importanti programmi di ricerca tendono all'ottentmen o ffi t emperat ure fino a 700°C, ma le applicazioni industriali non sono prevedibili fino almeno al 2020. La fig.A4 .2 mostra una valutazione di massima dei rend imenti ottenibili con diverse classi di materiali, in relazione ai valori di temperatura e pressione massima del ciclo. La pressione massima del ciclo. L'a_\.lmento d~l.@ pressione massima 2. del ciclo, a pari temperatura massima, comporta anch'esso un aumento della temperatura media di introduzione_Qel caloc.e nel ciclo e g uina_Lun :_mlgli orre~cti-­ ~ (si v eda sempre fig .A4.2). Occorre tuttavia vmutare l'effetto sulla presenza del l iquido in turbina, perché l'aumento della pressione sposta a sinistra la lirlèaar espans1one: gli effetti benefici sono quindi piena mente realizzati solo in

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Turbine a gas e cicli combinati

presenza di adeguati surriscaldamenti (in numero e in termini di temperatura conseguita) . Le centrali con pressione superiore a quella critica (221.2 bar) sono tecnologia consolidata ormai da decenni, per cui nelle applicazioni si riscontrano sia cicli subcritici (generalmente a 170 bar, pressione di ingresso in turbina) che super- critici (solitamente a 240-250 bar). Valori più elevati di pressione, dell'ordine dei 300 bar sono stati recentemente utilizzati, giustificando l'acronimo USC (Uitra -Super-Critical), con cui sono oggi individuate le centrali di caratteristiche avanzate. Il conseguimento di elevate pressioni è ovviamente limitato dal dimensionamento meccan ico delle parti interessate: (i) fasci tubi eri e collettori del generatore di vapore, (ii) fasci tubieri dei rigenerat ori più caldi, (iii) tubazioni di connessione .del generatore di vapore, (iv) valvole del vapore vivo, (v) corpo della turbina ad altissima pressione. Lo spessore, e quindi il peso e il costo, degli organi in pressione diviene quindi un fattore determinante: si noti che lo spessore delle tuba zioni è proporziona!Lé!l@ _pressione (a pa ri diametro), mentre i vantaggi in terminL te.r.11J..odin9mici sono determinati dalla temperatura (quella med ia di introduzione del calore nel ciclo),- c6e ha leQame aQ'iims._SJ(ilgtjy amente logarjtmico con la pressione (servono cioè grandi aumenti di pressione per conseguire increment i di temperatura relativamente piccoli) . Non sono pertanto da attendersi anche nel futuro valori di pressione significativamente superiori a 350 bar.

un

48 47 ....................... ...

~

2 ·1 300 bar [il . 600/ 46 · ······· · ······················ 270 bar 62Q°C ··················· . · :•

~ 45 .. ............. 250 bar

E

585/ 600oc

o.4

o.~

······· ....... 350 bar

.----+----' 315 bar 700/

540/ ................. 620/ 720°C '5 44 ............ 560°C 1.1 ' 62ooc c Q) . - - - +A'::.:___ __. 0::: 167 bar 43 538/ 1.5' ~ ,l! 538°C 1----+-~ j' = ' '"'' ' ---'--" ' ....................... ............. .... .................. .......... 42 base •. 1>1

; 11

41

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Cr12

Cr12

NF616 P91 Materiali

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lnconel

Fig.A4.2: Stima dei miglioramenti di rendimento conseguibili con diverse combinazioni di temperatura e pressione massima per cicli a singolo RH, in relazione ai materiali utilizzati.

3. Pressione mm1ma del ciclo. Una minor pressione (temperatura) di condensazione comporta un chiaro e significativo beneficio al rendimento del ciclo. Il valore della pressione di condensazione è anzitutto determinato dalla disponibilità del mezzo refrigerante nel sito in cui è realizzata la centrale. Ove possibile (d isponibilità di acqua di mare a bassa temperatura) si adottano pressioni di condensazione molto basse: alcune centrali realizzate in Scandinavia hanno pressione di condensazione norn.Lnale_pa..d_a_0.028 b:ac(23° C) e coAseguono ~la­ ri di rendimento molto elevati. Anche in centrali italiane avanzate, a fronte di una temperatura dell'acqua di mare nominale di l8° C, la pressione è relativamente

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A29

bassa (0.042 bar, 29.8°C). In generale, data la temperatura dell'acqua di raffreddamento disponibile, la differenza di temperatura tra questa e la condensazione {ATe) è stabilita con criteri economici, tenendo conto dei costi, crescenti col diminuire di ATe, di: (i) superficie di scambio del condensatore, (ii) pompe di circolazione, (iii) opere di presa e scarico, (iv) maggior sezione di scarico della turbina. Per centrali raffreddate con torri evaporative o con condensatori a secco (si veda A4.2.3) i costi di investimento dei dispositivi di smaltimento del calore crescono e spostano l'ottimo economico verso valori più elevati di ATe : pressioni di condensazione di 0.06-0.08 oppure di 0.10-0.12 bar sono frequenti ri spettivamente per torri evaporative e per soluzioni a secco, con evidenti ricadute negative sul rendimento. 4. Numero di rigeneratori. Abbiamo discusso in precedenza l' utilità del sistema rigenerativo di riscaldamento dell'acqua di alimento. Con un crescente numero di rigeneratQ r.:.i_è p.ossi.bUe-ottenere uno scambio termico meo_o irrey e[sibile o, vedendo la cosa sotto un altro aspetto, utilizzare vapore a minor pressione per ottenere lo stesso riscaldamento. E' inoltre possibile ottenere acqua di alimento a temperatura più elevata, un altro parametro indicativo della sofisticazione del ciclo termodinamico, in aumento con l'evoluzione tecnologica (tab.A4.1). 5. Numero di SH+RH. L'aumento del numero di operazioni di surriscaldamento ha lo stesso effetto positivo dell'aumento della temperatura massima, senza ri,cbiedere però~ev.oluzi.o.oLin termini di materiali. Tuttavia, l'incremento dei costi di investimento causato dall'adozione di un ulteriore RH è molto sensibile, in quanto comporta l'introduzione di componenti rilevanti ad alta temperatura (fasci tubieri, corpi di turbina, piping, etc.). Il passaggio dalla convenzionale soluzione "single reheat" (SH+RH) a quella "double reheat" {SH+RH+RH) non è pertanto da darsi per scontato, considerando anche che l'aumento delle temperature del vapore rende meno interessante l'utilizzo di più risurriscaldamenti. Infatti la pratica del doppio RH è nota e utilizzata da molti decenni: t uttavia anche in recenti realizzazioni ad alta tecnologia e ad alto rend imento si è ritenuto, per motivi di ottimizzazione economica, di utilizzare un solo risurriscaldamento (es: la centrale in via di realizzazione a Torrevaldaliga Nord nel Lazio, un esempio della miglior tecnologia oggi esistente, ha un solo RH con condizioni del vapore di 250 bar e 600/610°C e consegue il notevole rendimento netto del 45%).

Tab.A4.1: Valori indicativi dei parametri adottati nelle centrali a vapore. Tecnologia Miglior tecnoconvenziona le logia attuale Temperatura massima, °C Pressione massima, bar Numero di SH+RH Numero rigeneratori Temperatura acqua alimento, Rendimento netto {LHV), %

oc

535-565 170-250 1+1 6-8 270-280 40-42

590-620 250-320 .1+1 o 1+2 8-10 300-310 44-46

Obiettivi di R&S 700-720 350-375 1+1 o 1+2 10 320-340 48-50

A4.1.3 L'assetto delle moderne centrali La fig.A4.3 illustra la configurazione impiantistica di una centrale a vapore, come conseguenza degli elementi precedentemente discussi. La configurazione è relativa a un ciclo supercritico con doppio risurriscaldamento.

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A30

CAMINO ARIA

TRATTAMENTO FUMI . . . CICLO DI POTENZA Turbina T/pompa

315

oc

POMPA

Fig.A4.3: Configurazione impiantistica di una centrale a vapore. Sono presenti tre rigeneratori di bassa pressione e quattro di alta; fra di essi è interposto il degasatore, che oltre a fungere da scambiatore rigenerativo (miscelando acqua e vapore ad una pressione intermed ia dell'ordine dei 5-7 bar), svolge l'importante compito di separare i gas disciolti nel flusso d'acqua, provenienti da rientri di aria nelle zone dell'im pianto a pressione sub-atmosferica . I gas disciolti , in particolare l'ossigeno, svolgerebbero un'azione forteme nte corrosiva ad alta temperatura: vengono rimossi da un flusso di vapore di strippaggio che fluisce in controcorrente rispetto all'acqua di alimento nella "to rretta " del degasatore. I gas sono poi dispersi in ambiente. La turbina a vapore, pur disposta su unico albero, è divisa in più corpi, con sdoppiamento di flussi (si veda più avanti). Da fig.A4.3 è anche da notare come sia presente una turbina dedicata alla trascinamento della pompa di alimento principale. Tale disposizione consente una riduzione della potenza delle macchine elettriche (e delle perdite connesse), ma soprattutto semplifica la regolazione della portata d'acqua circolante (a giri variabili). Nella parte più a destra della fig ura sono illustrati gli organi disposti lungo la linea dell'aria comburente e dei gas combusti: ( i) i du e ventilatori per circolazione di aria/fumi, uno premente e uno aspirante per mantenere la camera di combu-

f

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A31

stione ad una pressione pari a quella atmosferica, (ii) lo scambiatore rigenerativo che riscalda l'aria comburente, sottraendo calore ai gas combusti, (iii) i dispositivi di disinquinamento (rimozione ossidi di azoto - SCR, rimoz ione po lveri - ESP, rimozione ossidi di zolfo - FGD) di cui parleremo nei prossimi paragrafi. Non sono invece raffigurati alcuni dei numerosi impianti ausiliari presenti in una centrale, quali ad esempio: (i) il sistema di circolazione dell'acqua di raffreddamento del condensatore, con eventuali torri evapo rative, (ii) i trattamenti del carbone, inclusa la macinazione, il trasporto, etc., (iii) l'impianto di demineralizzazione dell'acqua di reintegro del ciclo, (iv) i trattamenti dei reagenti e degli effluenti dei sistemi di disinquinamento, e altri ancora.

i

A4.2 I componenti A4.2.1 La turbina Le centrali termoelettriche a vapore d'acqua comprendono come macchina fondame ntale la turbina a vapore, che è l'espansore in cui l'energia termodinami ca (entalpia) viene convertita in lavoro meccanico (fig.A4.4).

Fig.A4.4: Vista di una grande turbina a vapore a doppio RH. Da sinistra, il primo corpo contiene le sezioni di altissima e alta pressione, il secondo la sezione sdoppiata di media pressione, il terzo e il quarto sono i corpi di bassa pressione per un totale di 4 flussi allo scarico, che è verso il basso al condensatore . Fonte: GE. E' utile ricordare le ragioni concettuali che giustificano la complessità del progetto di una grande turbina a vapore. Quest'ultima è costituita da un numero molto elevato di stadi a flusso assiale. Alcuni numeri adimensionali definiscono le caratteristiche degli stadi assiali:

rv:

Ns = OJ·~ Ah~

t:lrv:

Ds = D I!J----u4 Ah~

v

VR= ~

(A4.1)

dove Ns è il numero di giri specifico, Ds il diametro specifico, VR il rapporto di espansione volumetrico; Llh;s è il salto entalpico isoentropico [J/kg], Vex e V;n sono 3 le portate volumetriche [m /s] all'uscita isoentropica e all'ingresso, w è la velocità di rotazione [rad/s] e D il diametro medio tra base e apice di una pala [m]. Data una certa velocità di rotazione, che nelle grandi macchine è imposta dall'accoppiamento diretto con l'alternatore (3000 rpm per reti a 50 Hz e 3600 per reti a 60 Hz), e data una massima velocità periferica u=w·D/2 ammissibile in fun zione dello sforzo centrifugo sopportato dai materiali di cui sQno costituiti le 2 pale e i dischi su cui queste sono ca lettate (sforzo che è proporzionale a u ), ne consegue un massimo salto entalpico LJh;s che può venire ela borato da uno stadio (Llh;s è proporzionale a u2/ 2, attraverso un coefficiente di carico dello stadio chia -

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mato Kis che può variare entro limiti piuttosto ristretti 1 da 2 a 5 1 per un buon dimensionamento fluidodinam ica dello stadio). Con i materiali metallici e con la tecnologia attuale/ i massimi salti entalpici sviluppabili da uno stadio sono dell'ordine di 100-150 kJ/kg 1 contro salti complessiv i dell'ordine dei 1500 kJ/kg imposti da l ciclo termodinamico. Ciò già indicherebbe la necessità di utilizzare almeno una decina di stadi 1 ma in realtà ne sono necessari molti di piÙ 1 per numerose ragioni che sono principalmente legate all'enor me variazione del volume specifico del vapore d urante l'espa nsione, che aumenta di circa 3000 volte tra ingresso e uscita: Il parametro VR non può ragionevolmente superare il valore di 1.5+1.7 per uno stadio di buon rendimento, per non imporre forti variazioni delle velocità e soprattutto per restare in un campo subsonico (i fenomeni d'urto legati a flussi supersonici influenzano negativamente il rendimento). La necessità di mantenere il diamet ro specifico entro v alori ottimali per conseguire un buon rendimento imporrebbe di usar e diametri più piccoli per piccole portate volumetriche 1 a cui conseguirebbero/ a pari ro 1 salti entalpici minori e quindi più stadi. Si veda infatti l'elevato numero di stadi utilizzato nelle sezioni di alta pressione (fig.A4. 5). Alla stessa conclusione si perviene analizzando il numero di giri specifico. Quest'ultimo parametro è particolarmente importante/ perché influenza notevol3 mente il rend imento di uno stadio • In una turbina a vapore non è di fatto possibile dimensionare t utti gli stadi (da l primo all'u ltimo) con Ns vicini ai valori attimali, considerando che per conseguire rendimenti elevati Ns deve assumere va 4 lori tra 0.15 e 0.35 e che, a pari ro 1 .dh;s e portata in massa , la variazione di portata volumetrica è enormemente più elevata di quanto consentito da tale intervallo. Perta nto, nelle turbine a vapore occorre / oltre ad adottare un numero di stadi molto elevato (30+40 e piùL suddividere il flusso di vapore a media o bassa pressione su due o quattro (qualche volta sei) turbi ne 1 poste in parallelo ma calettate sullo stesso albero (sdoppiamento dei flussi). La soluzione adottata è visibile sia in fig.A4.4 (si notino i quattro flussi di bassa pressione) che 1 con maggior dettaglio 1 in fig .A4.5 1 relativamente al corpo di media pressione (quello a destra nella figura), in cui il vapore (proveniente da l secondo RH) entra nel cen tro e si suddivide in due gruppi di stadi verso le due sezioni di uscita 1 che portano al cross- over (il grande tubo visibile in fig .A4.4 1 che distribuirà il vapore sui quattro flussi di bassa pressione, che a loro volt a sca ricano nel condensatore posto sotto la turbina).

3 A bassi Ns uno stadio risu lta avere una piccola altezza di pala rispetto al dia metro1 che comporta elevate perdite per fl ussi secondari (indotti dalla presenza delle superfici della cassa e del mozzo) e per trafi lamenti nei giochi t ra fa pale in rotazione e fa cassa. A Ns eccessivamente elevati corrispondono invece pale molto lunghe rispetto al diametro, in cui fa variazione di velocità periferica tra base e apice non consente di adottare triangoli delle velocità ottimali lungo tutta l'estensione radiale della pala. 4

Che in realtà diminuisce nel prosegu ire dell'espansione per effetto degli spillamenti rigenerativi (fa portata massica all'ultimo stadio è di solito il 55-60% di quella al primo stadio). Nelle turbine a vapore per cicli combinati si verifica fa tendenza opposta, a causa dell'introduzione del vapore generato alfe pressioni inferiori, rendendo più delicata la probfematica relativa alfa variazione di portata vofumetrica.

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{

: .7 per e velo... rto leFig.A4.5: Sezioni di alta e media pressione di una turbina con doppio RH.

(

Nell'ultimo decennio, la tecnologia delle turbine a vapore, a grandi linee consolidata sin dagli anni '60 in cui sono state realizzate con successo le grandi unità da 600-800 MWe, ha visto l'affermarsi di alcune significativi progressi nella realizzazione delle Qalettature, a seguito di: (i) una migliore comprensione del fluidodi namica e dei fenome ni di generazione delle perdite nei canali delle macchine, resa possibile dallo sviluppo della fluidodinamica computazionale; (ii) l'affinamento della conoscenza dello stato di sollecitazione meccanica e termica nelle pale, anch'esso conseguito con metodologie numeriche . Gli avanzamenti nelle tu rbin e a vapore sono identificabili in tre tipi di provvedimenti: • aumento dell'altezza delle QS~ di ~a pr~ e • utilizzo di stad!...9 forte grado di reazione, anche nei corpi di alta e media pressione • utilizzo diffus o. utili zzo di 'pale con pwfii.L:3D"

f

Per quanto attiene il primo punto, si segna la, come significativo esempio dell'evolversi della tecnologia, lo sviluppo di una pa la da 1219 mm ( 48") di acciaio, da montarsi su un diametro alla base di 1880 mm, con un rapporto fra i diametri apice/base pari a quasi 2.3 (fig.A4 .6). La soluzione, che fornisce un'area di efflus2 so di circa 12 m , consente di ridurre la velocità di uscita dalla macchina, con diminuzione delle perdite legate all'energia cinetica di scarico. Per il secondo punto, si segnala che anche i costruttori più affezionati alla soluzione "impulse" (cioè ad azione) stanno progressivamente migrando a soluzioni ad elevato grado di reazione, nonostante ciò richieda l'utilizzo di un numero di stadi più elevato (circa doppio: il Kis, sopra Fig.A4.6:· Pala rotorica definito, passa indicativamente da 4 a 2 passando da dell'ultimo stadio di una uno stadio ad azione a uno con grado di reazione 0.5). turbina a vapore.

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E' così possibile, nelle più recenti realizzazioni, ottenere rendimènti adiabatici molto elevati, fino al 94+95%, nei corpi di alta e media pressione. Per quanto attiene infine il terzo punto si veda la fig.A4.7, che mostra la particolarissima forma delle pale adottata in media pressione.

A4.2.2 Il generatore di vapore In questo paragrafo non tratteremo nella sua generalità l'argomento 'generatori di vapore' (GV), argomento peraltro molto esteso ed articolato, ma ci limiteremo ad alcune puntualizzazioni sui GV delle grandi centrali supercritiche, assai differenti da altre tipolog ie di GV uti lizzati nel settore industriale non solo per le dimensioni ma anche per filosofia progettuale. Il GV è l'organo in cui si realizza la combustione e il trasferimento del calore dai gas combusti al fluido che percorre il ciclo termodinamico, cioè l'acqua nelle sue fasi di riscalda - Fig.A4.7: Conformazione 3D di mento del liquido, evaporazione (anche a prespale di media pressione. sione supercritica), surriscaldamento (inteso come SH e l o 2 RH). La struttura generale di un grande GV è visibile in fig.A4.8. Nella parte in basso a sinistra si trova la camera di combustione, in cui il combustibile, addotto ai bruciatori da appositi sistemi di movimentazione (un sistema pneumatico nel caso del polverino di carbone), reagisce con l'a ria comburente proveniente dalle casse d 'aria (windbox), spinta da un ventilatore e preriscaldata dallo scambiatore rigenerativo, di cui si parlerà più avanti. Nella camera di combustione si sviluppa la fiamma, che, vista la sua elevata temperatura (oltre 2000°C) irraggia verso le pareti, che sono rivestite dalle tubazioni in cui fluisce il vapore in transizione di fase. I numerosissimi tubi che costituiscono l'evaporatore (così chiamato anche nel caso supercritico, sebbene non esista una vera e propria ebollizione con due fasi differenti) sono quindi disposti ad isolare la zona più calda dall'ambiente esterno, mediante le cosiddette pareti membranate (tubi uniti da lamiere saldate). I coefficienti di scambio del vapore all'interno dei tubi sono molto elevati e risultano determinanti per mantenere la parete metallica ad una temperatura prossima a quella del vapore stesso (dell'ordine dei 400°C, valori sostenibili anche da acciai al carbonio non particolarmente costosi), pur in pre, senza di gas combusti con temperatura molto elevata. Quando i gas abbandonano la zona di combustione, in alto in fig.A4.8, sono a temperature più moderate (circa 1000°C) e incontrano i surriscalda tori. Pertanto in un GV i vari scambiatori di calore non sono organizzati in controcorrente, ma adottano una disposizione finalizzata a limitare la temperatura di parete delle tubazioni. Gli scambiatori che costituiscono I'SH e gli RH (due RH in fig .A4.8) sono disposti in modo da poter minimizzare l'impiego di materiali atti a sopportare temperature molto elevate (e quindi particolarmente costosi) in corrispondenza del vapore più caldo. Ogni SH/RH è suddiviso in almeno due scambiatori, per interporre un attemperatore, dove viene iniettata dell'acqua con lo ~copo di operare un controllo preciso della temperatura finale del vapore surriscaldato, evitando il raggiungimento di condizioni critiche per la resistenza del materiale. Successivamente i gas combusti, ormai a temperatura moderata (400-450°C), subiscono

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un raffreddamento finale fino a circa 350°C nell'economizzatore, uno scambiatore che riscal da l'acqua di alimento dalla condizione di ingresso nel GV (uscita dai riscaldatori rig enerativi) a quella di incipiente evaporazione. Final SH

lP 3

LP 3

Platen SH

~- -! P1

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'One. ::;g.A4.8. comb u-

Fig.A4.8: Schema di un grande generatore di vapore supercritico A questo pu nto i fumi non sono più grado di cedere calore al ciclo acqua/vapore, ma vengono ulteriorment e raffreddati in uno scambiatore rigenerativo in cui cedono calore all'aria comburente, portandosi alla temperatura fmale ai circa 120-150°( (non è conveniente spingersi a temperature inferiori in quanto si verificherebbe la deposizione di condense acide, determinate dalla presenza di zolfo nel combustibile e quindi di SOz e S03 nei gas combusti, con conseguente gravissima corrosione dei componenti metallici). Questi scambiatori (non visibili in fig.A4.8) sono spesso della tipologia Ljungstrom (fig.A4 .9); essi consistono in una matrice metallica permeabile al flusso gassoso (pacchetti di lamierini ondulati) mantenuta in lenta rotazione: la matrice si riscalda passando a contatto con i gas combusti, raffreddandoli, e quindi cede calore all'aria quando, nella rotazione,

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5

ne viene a contatto . Il riscaldamento dell'aria è rilevante ai fini del bilancio t ermico del GV, incrementando il flusso termico entrante in camera di combustione.

Fig.A4.9: Scambiatore rigenerativo aria l fumi, di tipo Ljungstrom. Per completare la descrizione, occorre considerare il tipo di circolazione dell'acqua/ vapore nella sezione evaporativa del GV. Questa è necessariamente di tipo 'forzato' o 'once-through' nei GV supercritici, in cui non esiste una coesistenza delle fasi liquido e vapore: l'acqua in pratica v iene alimentata su numerosissi mi tubi disposti in parallelo, alla fine dei quali si suppone sia avvenut a la completa evaporazione; il vapore è poi racco lto in un collettore e inviato aii'SH. Questa disposizione è molto semplice, ma si possono verificare picchi non facilmente controllabili della temperatura di parete dei tubi qualora questi non siano tutti contemporaneamente alimentati dalla corretta quantità di liquido : se un solo tubo non venisse energicamente raffreddato dall'acqua in fase di evaporazione si porterebbe a temperature insostenibili (con quindi una catastrofica rottura) a causa dell'elevatissima temperatura dei gas nella camera di combustione. Questa criticità può essere eliminata (o ridotta drasticamente) nel solo caso di generazione di vapore a pressioni più moderate e inferiori a quella critica, adottando due diverse filosofie progettuali: La caldaia a tubi di fumo. I gas combusti fluiscono all'interno dei tubi, che sono annegati in una piscina di acqua in ebol lizione (il fenomeno di scambio si chiama infatti 'pool boiling') . Questa disposizione non è compatibile con pressioni elevate (l'elemento resistente è il mantello esterno, di diametro rilevante): non è quindi assolutamente applicabile ai GV delle centrali, mentre ha grande diffusione per la produzione di vapore industriale a pressioni dell'ordine dei 10-15 bar. La ricircolazione del vapore attraverso il corpo cilindrico (fig.A4.10). Il flusso di acqua v iene distribuito sui tubi bollitori a partire da un corpo cilindrico (drum) in cui vi è coesistenza tra acqua e vapore, attraverso un tubo discendent e (down-corner) e un collettore inferiore. All'uscita dei tubi bollitori il fluido è solo parzialmente evaporato, anzi la massa di acqua è ancora prevalente su quella del 5

Si tratta di scambiatori di calore particolarmente economici ed efficienti-per trattare due fl ussi gassosi. Non sopportano differenze sensibili di pressione tra i due gas e si verificano trafilamenti tra i due flussi, dovuti al lavaggio del gas intrappolato nella matrice: ciò non comporta problemi nell'applicazione in oggetto, ma ne preclude l'uso in altre applicazioni.

Turbine a gas

e cicli combinati

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vapore: il titolo x in uscita (massa di vapore l massa totale) è solo de l 10-20%. vapore Ciò implica che la portata circolante nei satu ro tubi è pari a 1/x volte la portata di vapoaii'SH re prodotto, da cui il concetto di 'ricircolazione' della frazione non evaporata. La 0.. ,......o tubi / · . . -·' frazione evaporata viene invece raccolta Q) :E gas bollitori () :l nella parte alta del corpo cilindrico, da cui .o n (miscela esce come vapore saturo. Il vantaggio di c o ~3 acquaquesta soluzione è che in ogni punto del .,ro sistema domina la temperatura di evapovapore) razione ed è quindi scongiurata la possibilità di surriscalda menti localizzati; il vapore uscente è certamente saturo (a Fig.A4.10; Schema di circolazione in meno di un indesiderato trascinamento di un evaooratore con coroo cilindrico. gocce, minimizzato da appositi separatori) in ogni condizione di funzionamento, e ciò regolarizza le operazioni dei surriscaldatori. I l sistema si basa tut tavia sulla differenza di densità t ra liquido e vapore ed è quindi applicabile solo a sistemi bifase, escludendo non solo processi supercrit ici, ma anche quelli a pressioni troppo vicine a quella critica (non si eccedono mai i 170 bar) . E' quindi una soluzione di riferimento nei GV a recupero dei cicli combinati (Cap.4) . La circolazione può essere naturale, causata dalla maggior densità della colonna di liqu ido nel downcomer rispetto a quella della miscela bifase nei tubi bollitori e da lla differenza di quota t ra il corpo cilindrico e il collettore inferiore che distribuisce l'acqua nei tubi. La differenza di quota è normalmente assicurata dall'altezza stessa della caldaia (un grande GV è alto fino a 100 m!), ma in altri casi (es: GV per cicl i combinati con t ubi orizzontali) si preferisce assicurare la circolazione utilizzando una pompa (circolazione forzata) . Il rendimento di un GV (TJGv) è definito come il rapporto tra la g.Q!_enza termica effettivament~rasferita al .fluido da ~~caldare e la potenza termica del combù stihile (portata per potere calorifico, solitamente inferiore~ LHV). SIpuò- va utare (anche sperimentalmente) 11Gv in modo indiretto, come comRlE;,mento a l della somma delle perdite. Le perdite sono di varia natura: (i)~ incompleto recupero termico dai gas combusti, connesso al rilascio in ambiente di prodotti di combustione ancora cal(fl,lìi) per.Jmp_erfetto isola.me.uto_ter roico delle pareti (dette impropriamente perdite per irraggiamento ), (iii) per rilascio di incombusti, ovvero per incompleto sfruttamento dell'energia chimica del co~bi le, (iv) ,p~ ri l5lsciQ. di altre_.s.o.s.taoze...ad alta temperatura, ad esempio le ceneri di carbone raccolte sul fondo della caldaia. Tra queste le prime sono certamente le più importanti in termini quantitativi. o.m.a_ç~mma delle perdite da (ii) a (iv) riferite alla potenza termica del combustibile, si puo scrivere la seguente fo rmOiazione:

Gg ·cpg -(Ts - Ta) 1JGV = l- ç -

no

. d ò non ~eaz ioni.

Gt -LHV

f

)

= l - ç- \a + l -

cpg -(Ts - Ta)

LHV

(A4.2)

dove G9 è la portata di gas combusti, Gr quella di combustibile, cp 9 è il calore specifico dei gas, Ts la temperatura dei gas al camino, Ta la temperatura dell'ambiente. L'equazione mostra che per ottenere un buon rendimento occorre, oltre ovviamente a limitare 1;, av€re gas di scarico a temperatura più basse possibile (ad esempio utilizzando uno scambiatore Ljungstrom) ed usare un valore

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corretto di a, ovvero del rapporto massico tra aria e combustibi le. In particolare a deve certamente essere superiore a quello stechiometrico, in modo da non avere una quantità significativa di incombusti, che oltre a peggiorare il rendimento (terza voce di perdite sopra elencata) rappresentano sostanze inquinanti assai pericolose ( monossido di carbonio, id rocarburi incombusti). Tuttavia la formulazione di llGv ci mostra che un'eccessiva quantità di aria (a molto superiore al valore stech iometrico) comporterebbe una crescita della perdita per rila scio di gas caldi in ambiente, in quanto se ne aumenta la portata massica. La regolazione ottimale della quantità di aria utilizzata, relativamente al combustibile, è quindi un fattore determinante per le prestazioni di un generatore di vapore, sia in termini energetici che ambientali. I grandi GV delle centrali termoelettriche possono raggiungere rendimenti dell'ordine del 94-95%. In termini di evoluzione tecnologica, le attenzioni dei progettisti di GV negli ultimi decenni sono state maggiormente concentrate su: (i) tematica d ~batt~oto_degiLinq.ulo.anti, di cui parleremo nel prossimo paragrafo, con interventi a livello_dLbr.uciatori, di_strutturazione deLflussi d'Q_ria (porte over-fìre e altro), dt integrazione con i dispositivi di rimozione (SCR e altri), (ii) materiali per i surriscaldatori, in grado di sostenere temperature deTv apor e oltre a 600°C, come più volte già menzionato (fig.A4.2). Va tuttavia anche citato qualche interessante progetto di razionalizzazione del lay-out complessivo di disposizione della caldaia: dalla classica disposizione a due passagg i della fìg .A4.8 a quella a torre (o singolo passaggio), a quella orizzontale, assai innovativa .

A4.2.3 Il condensatore Le centrali termoelettriche necessitano di due sorgenti di calore a diversa temperatura, una delle quali, il "pozzo" freddo, riceve la potenza termica non convertita in potenza meccanica ed è di fatto costituito dall'ambiente. I cicli chiusi cedono il calore all'ambiente attraverso organi di scambio termico che realizzano la condensazione del vapore uscente dalla turbina . I condensatori devono smaltire in ambiente una grande quantità di calore, pari o di poco superiore alla potenza elettrica della centrale. Ciò impone l' utilizzo di enorm i quantitativi del flu ido che sottrae calore al vapore condensante, fluido per il quale sono possibili tre alternative: (i) l'acqua di un fiume o del mare, (ii) una corrente di acqua refrigerata a contatto con un flusso di aria ambiente, (iii) l'aria ambiente . I dispositivi utilizzati nei tre casi sono :

• Scambiatori acqua- vagore, in cui l'acqua di fiume o di mare (o anche l'acqua refrigerata da uno scambiatore acqua-aria) realizzano la condensazione del vapore . Nel caso di un circuito "aperto" (acqua di fiume o di mare), l'acqua viene prelevata e poi reimmessa nel suo bacino naturale, a temperatura più elevata, da apposite pompe di circolazione . TQfri evè.Qorative, per raffred dare in un circuito semi-chiuso l'acqua riscaldata da uno scambiatore come quello al punto precedente : nella torre evaporativa l'acqua cede calore all'aria ambiente mediante un processo di uno scambio di calore e di massa. Scambja_tQ.()_grla.:_vagorE;, ovvero condensatori raffreddati direttamente con l'aria ambiente con un processo convettivo, detti "a secco" per differenziarli dalle torri evaporative. In linea di principio, la prima è la soluzione più efficiente e più economica ed è peraltro quella più frequentemente adottata nelle grandi centrali. Infatti si consi-

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deri che l'acqua, rispetto all'aria, presenta eccellent i caratteristiche di scambio termico (a pari velocità e diametri di passaggio, l'qcgua presenta un coefficiente convettivo pari a 500 volte quello dell'aria!) e pertanto consente la realizzazione di scambiatori di calore relativamente compatti e poco costosi. L'ottimizzazione tecnica ed economica dello scambiatore porta quindi a soluzioni con una limitata differenza di temperatura tra acqua e condensazione, come abbiamo già sottolineato parlando dell'influenza della pressione di condensazione sulle prestazioni del ciclo. Dal punto di vista costruttivo, la soluzione impiegata è quella a tubi e mantello (shell & tubes): fasci di centinaia di tubi lisci sono racchiusi all'interno di un mantello esterno (fig.A4.11).

della torre

Fig.A4.11: Condensatore a fascio tubiero. L'acqua di raffreddamento entra in una delle due t estate dello scambiatore, dove si divide fra tutti i tubi. All'altra estremità dei tubi si trova la testata di raccolta. Il vapore scorre invece nel mantello, alimentato dall'alto e raccolto su l fondo. Nel lato del mantello sono presenti dei setti, con lo scopo di fornire un preciso percorso al vapore facendog li incontrare tutta la lunghezza dei tubi refrigerati. I setti hanno anche lo scopo di sostenere meccanicamente la struttura. Considerando quindi: (i) il costo di investimento relativamente contenuto che indirizza verso soluzioni con piccoli òT e basse pressioni d i condensazione, (ii) la minor variabilità stagionale della temperatura delle acque piuttosto che dell'aria, (iii) la relativamente limitata richiesta di potenza per la movimentazione dell'acqua, si comprende facilmente come la condensazione a circuito aperto consenta le migliori prestazioni d'impianto. Esistono tuttavia alcune significati ~ limi:: tazioni all]_mpL~~l soluzi9ni a ci~cuito ~perto: L'acqua è prelevata da fonti naturali come fiumi, laghi o mari: la centrale deve essere realizzata in loro prossimità, spesso in luoghi di valore paesaggistico e naturalistico, ponendo gravi limitazioni alla reperibilità di siti adatti, soprattutto in paesi densamente popolati. L'acqua scaricata in ambiente comporta una problematica di inquinamento termico, che spesso al tempo della progettazione degli impianti (specie per quelli più vecchi) non era stato preso in considerazione . Questi problemi limitano le zone adatte alla costruzione di un nuovo impianto, in quanto la somma degli effetti di due centrali elettriche può superare localmente i limiti imposti.

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Turbine a gas e cicli combinati

E' nota tempo la dannosità dello scarico di acque calde, con alterazioni dell'ecosistema preesistente. Sono pertanto in vigore leggi che regolamentano lo scarico di acque calde e quindi influiscono sulla progettazione della centrale. Il DLGS 152/1999 (aggiornato poi dal DLGS 258/2000) assegna i lim iti di concentrazione delle sostanze inquinanti e non nelle acque interne e marine. Sono anche assegnate le temperature e i salti termici massimi consentiti, in base alla locazione dello scarico: "Per i corsi d'acqua la variazione massima tra temperature medie di qualsiasi sezione del corso d'acqua a monte e a valle del punto di immissione non deve superare i 3°C. Su almeno metà di qualsiasi sezione a valle tale variazione non deve superare 1 °C. Per i laghi la temperatura dello scarico non deve supera. re i 30°C e l'incremento di temperatura del corpo r ecipiente non deve in nessun caso superare i 3°C oltre 50 metri di distanza dal punto di immissione. Per i canali artificiali, il massimo valore medio della temperatura dell'acqua di qualsiasi sezione non deve superare i 35°C, la condizione suddetta è subordinata all'assenso del soggetto che gestisce il canale. Per il mare e per le zone di foce di corsi d'acqua non significativi, la temperatura dello scarico non deve superare i 35°C e l'incremento di temperatura del corpo recipiente non deve in nessun caso superare i 3°C oltre i 1000 metri di distanza dal punto di immissione." A fronte di queste limitazioni e comunque per svincolare la ricerca dei siti dalla disponibilità di grandissime quantità di acqua , assume concretezza l'ipotesi tecnica di utilizzare condensatori raffreddati ad aria, ovvero a 'secco'. L'impatto di una simile soluzione in termini progettuali, impiantistici e di prestazioni è rilevante, in relazione alle basse capacità di scambio termico dell'aria ( quind i alla neces sità di grandi superfici di scambio) e alla potenza richiesta dai ventilatori per la movim entazione dell'aria. Le enormi portate volumetriche di aria richiedono grandissime sezioni di passaggio (un gruppo da 600 MWe rich iede circa 50,000 3 2 m /s di aria: a una velocità di 2.5 m/s corrispondono a 20,000 m , 3 cam pi da calcio), con problemi non solo di occupazione di spazio, ma soprattutto di tenuta al vuoto (i rientri di aria comportano un aumento de lla pressione allo scarico della turbina) e di fo rm azione di ghiaccio (che romperebbe i tubi). Nonostante queste difficoltà, l'offerta di condensatori ad aria è assa i ampia ed è per lo più concentra ta su soluzioni modulari 'a capanna ' già viste al par.4.2.4, con ventilazione forzata in mandata sullo scambiatore (forced draft). Tuttavia per le grandi centrali a vapore è molto più frequente l'impiego di torri evaporative, che, a fronte di consumi di acqua non nulli ma assai ridotti rispetto ai sistemi aperti, consentono notevoli risparmi rispetto alle soluzioni a secco. Le torri evaporative (fig.A4.12) sono scambiatori di calore aria-acqua ( l'acqua è riscaldata dal vapore in un condensatore come quello di fig.A4.11) a contatto diretto, dove cioè i due fluidi non sono separati da una parete fisica (tubo), ma sono in grado di interagire anche dal punto di vista dello scambio di massa. Infatti una parte, seppur piccola, dell'acqua evapora fino a portare l'aria in condizioni di saturazione; i due fluidi si muovono in controcorrente e pertanto lo scambio termico fa in modo che l'aria si riscaldi a contatto con l'acqua più calda, aumentando nel contempo e progressivamente la quantità di acqua che può essere evaporata nell'aria satura . I l flusso di acqua pertanto si raffredda perché cede calore sensibile all'aria, ma soprattutto perché cede il calore latente corrispondente alla quantità di acqua evaporata. E' anche interessante notare che il limite inferiore del raffreddamento dell'acqua è quello dell'aria ambiente in condi zioni di saturazione, ovvero corrisponde alla temperatura del bulbo umido. Al

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contra rio in uno scambiatore a secco il limite inferiore è dato dalla temperatura del bulbo secco, che nelle condizioni di massimo carico estivo è notevolmente superiore a quello del bulbo umido. Le torri evaporative sono quindi in grado di assicura re temperature di condensazione più cont enute rispetto ai sistemi a secco, e ciò vale soprattutto nelle condizioni di esercizio più gravose. Il consumo di acqua di una t orre evaporativa è enormemente ridotto rispett o ai sistemi aperti : si pensi che un kg di acqua in una torre asporta un calore corrispondente a quello di evapora zione (2500 kJ/kg ) contro la sola quota sensibile dei sistemi aperti (circa 30 kJ/kg). Nella realtà il consumo di acqua risulta però incre mentato (indicativamente r addoppiato) perché occorre non solo reintegrare l'acqua ev aporata e dispersa in atmosfera, ma anche quella allontanata con il cosiddetto 'blow-down' necessario per mantenere una concentrazione accet ta bile di sostanze solide (calcare, sa li) nell'acqua in circolazione . La portata di aria ri sulta assai limitata rispetto ad un sistema a secco, perché la variazione di entalpia dell'aria umida è aumentata dal contributo latente legato alle diverse quant ità di vapore presenti t ra ingresso e uscita: alla minor portat a d'aria corrisponde una minore occupazione di spazio e, in linea di principio, un minor consumo dei ventilatori, quando presenti. Infatti, come ben visua lizzato in fig.A4.12, la circolazione dell'aria può essere realizzata con ventilatori assiali (a destra) o con un sistema naturale (a sinistra), indotto da lla minore densità dell'aria umida e calda, contenuta nella struttura della torre, rispetto all'aria esterna. Il sistema natura le, che ha il pregio di annullare i consumi di potenza, richiede però torri di altezza notevole (molte decine di metri) con costi elevat i e un grande impatto visivo: è perciò utilizzato solo nelle centrali di grande potenza .

DRIFT ELIMINATORS / ____.... ••WATER him=mmm'llfim .-m~ DISTRIBUTION r{ii;piiiiiij\iiiiifliiii~r-\-___...ÉXCHANG E SURFACE

DRIFT ELIMINATORS

HOT WATE H

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COOLED

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COOLED WATER

WATER

Fig.A4.12: Schemi di torri evaporative. A sinistra una torre a circolazione naturale dell'aria, usata per grandi centrali, a destra una torre a circolazione forzata (induced draft), più diffusa per applicazioni di minore potenza (fonte: Hamon) . Le torri evaporative non sono però esenti da problemi: (i) di carattere igienico, legati alla proliferazione di batteri nell'ambiente caldo e u mido, in particolare della ' legionella pneumophila ', assai pericolosa per la salute e ( ii~ la formazione del cosiddetto 'pennacchio', ovvero della condensazione dell'acqua contenuta nel flusso di aria umida all'uscita a cont atto con l'aria esterna più fredda.

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Quest'ultimo fenomeno, indesiderato sia per motivi estetici che per le ricadute al suolo di goccioline d'acqua, può venire efficacemente contrastato con diverse soluzioni tecnologiche (es: miscelamento con aria ambiente riscaldata in una sezione a secco della torre), a fronte di un aumento non t ra scurabile dei costi di investimento.

A4.3 La rimozione degli inquinanti Nelle centrali termoelettriche alimentate a combustibili fossili la tematica del contenimento delle emissioni di inquinanti gassosi è di importanza fondamentale. L'efficienza energetica e il basso costo del kWh prodotto non sono oggi requisiti sufficienti a garantire il successo di un investimento nel settore elettrico, se non si tiene in primaria considerazione l'aspetto ambientale. Ciò vale soprattutto per l'impiego del carbone, che ha una nomea e una tradizione di combustibile sporco e inquinante: se ciò è assolutamente immotivato qualora si adottino le migliori tecnologie disponibili (BAT: Best Availab le Technologies), è però vero che tali tecnologie vanno certamente ritenute di massima importanza nella progettazione e nell'esercizio delle centrali. I principali inquinanti presenti nei prodotti di combustione delle centrali a carbone sono gli ossidi di azoto (per i quali si rimanda al Cap.7) , gli ossidi di zolfo (S02 e, in proporzione molto minore, S03) e le polveri ( intendendo con esse tutte le particelle solide di varia composizione chimica e granulomet ria ) . I valori di riferimento delle emissioni di una grande ce ntra le a carbone, per la normativa europea 2001/80/CE che entrerà in vigore al l o gennaio 2008, sono 3 200 mg/Nm 3 per N02 e S02 e 30 mg/Nm per le polveri. Trattasi di valori molto 3 restrittivi: basti pensare che per rispettare il limite di 200 mg/Nm di S02 in assenza di sistemi di depurazione dei fumi occorrerebbe usare un ca rbone con un t enore di zolfo inferiore allo 0.1% circa (di ben rara reperib ilità), o alternativamente usare un carbone con l'l % di zolfo con un sistema di desolforazione in grado di catturare almeno il 90% deii'S02 presente nei fumi (i carboni commerciali hanno contenuti di zolfo che può variare per lo più tra lo 0.5% e il 4%) . Si tenga anche presente che vengono spesso imposti, a livello locale e specialmente per gli ossidi di azoto, livelli di emissioni anche più restritti vi. La rimozione degli inquinanti avviene in generale con due metodologie: (i) quelle primarie, che fanno in modo che l'inquinant e non si formi, (ii) quelle secondarie, che ne prevedono la rimozione dai gas combusti. Per le polveri e gli ossidi di zolfo non esistono tecnologie primarie economicamente proponibili, per cui parleremo solo di una loro rimozione. Per gli ossidi di azoto sono invece possibili ambedue le strade (o meglio sono necessarie tutte e due!) .

A4 .3.1 Combustori a basse emissioni di NO Si rimanda il lettore al par. 7.2.2 circa i meccanism i di produzione di NO in sede di combustione, ricordando che con combustibili pesanti come il ca rbone il meccanismo "fuel-bound" è di grande importanza (dello stesso or dine di quello "thermal") e che quindi la problematica dell'abbattimento dei NOx è più complessa che nel caso delle turbine a gas, considerando anche che tecniche di premiscelazione con larghi eccessi di aria non sono propon ibili sia per la natura del combustibile che per motivi di rendimento della caldaia (un elevato a penalizza T]Gv - eq.4.2), così come non è pensabile ricorrere ad iniezioni di acqua o vapore.

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Turbine a gas e cicli combinati

Pertanto, rifa cendosi alla discussione svolta al Cap .7.3, le misure per limitare la formazione in sede di combustione possono essere le seguenti: • Ridurre la concentrazione di 02 in vicinanza della fiamma: ciò è possibile con una combustione "ricca" di combustibile (a.ustiQ.ik_çon effetto__r:i.du.ceate, seguita da un'iniezione di aria secondaria per l'ossidazione finale, introdotta dall'anello più esterno del bruciatore. Queste misure- non sono in linea generale sufficienti a garantire emission i di NOx ai livelli richiesti dalle normative più stringenti (soprattutto con il carbone, per il contribuito dei "fuel" NO), in quanto si può parlare di efficienze di riduzione dal 50 al 70% rispetto a combustori convenzionali. Pertanto, nelle centrali maggiormente "ambientalizzate" (le uniche di nuova costruzione proponibili nella Comunità Europea) è necessario ricorrere, parallelamente alle misure sopra citate, a sistemi di rimozione di NOx dai gas di scarico.

zone

Secondary flame

Internai reclrculation zone seconda!')' fuel BUmoutzone Slow burnout

Prlmary Juel

Prima l')' alr

--~

wlthlow

oxygen content

uegas

Fig.A4.14: Schema concettuale di bruciatore a bassa emissione di NOx.

A4.3.2 Rimozione di NOx La rimozione di NOx viene effettuata direttamente dai prodotti di combustione del generatore di vapore, con un processo noto con l'acronimo SCR (Selective Catalytic Reduction), basato sull'iniezione di un elemento riducente a base di ammoniaca, così come descritto al par.7.4 (reazioni di eq.7.16) . La differenza tra gli SCR utilizzati per le t urbine a gas e quelli per le centra li a carbone è relativa agli aspetti operativi di sporcamente, erosione e possibi lità di ostruzioni, che sono qui assai gravosi a causa della cattiva qualità dei gas combusti. I problemi sostanziali sono due: (i) erosione e sporcamente dovuti alla presenza delle polveri, (ii) deposizione di solfati di ammonio, risultato della rea zione tra ammoniaca e 1'503 che si

com binati

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forma neii'SCR per ossidazione catalitica di parte deii'SOz presente nei fumi, in dipendenza dal contenuto di zolfo del combustibile. Considerando la contemporanea presenza nell'impianto di dispositivi atti ad eliminare polveri e ossidi di zolfo (descritti nei prossimi para grafi), esistono tre possibili configurazioni di applicazione di SCR nel contesto della linea di trattamento dei fumi di una centrale (fig.A4.15): boiler

HIGH DUST

ESP

SCR

freddo

DeSOx

LOWDUST

ESP

SCR

caldo

DeSOx

TAIL END

ESP freddo Fig.A4.15: Possibili configurazioni di inserimento di un SCR a valle di un generatore di vapore (boiler). Legenda: ajh: riscaldatore aria comburente; ESP: precipitatore elettrostatico; DeSOx: desolforatore; RG: scambiatore rigenerativo; htr: post-riscaldatore con combustione di gas naturale.

·.ox.

tra agli

• "High dust": I'SCR è sistem ato immediatamente all'uscit a dell'economizzatore ed opera con gas alla temperatura di circa 350°C, ottimale per il funzionamento del cata lizzat ore. Quest'ultimo risente però della presenza delle polveri e occorre quindi adottare sezioni di passaggio più generose, con operazioni periodich e di pulizia con getti di ar ia o vapore. L'SCR è poi soggetto alla formazione di solfati di ammonio, in quanto I'SOz è ancora presente in quantità; la vita utile del catalizzatore è pertanto decisamente più breve e va sostituito con una certa frequenza (3-5 anni), a discapito dei costi di esercizio. Per la sua semplicità e facilità di collocazione, è tuttavia la configurazione di gran lunga più diffusa. • "Low dust": si impiega un precipitatore elettrostatico ( ESP) ad alta tempera tura, anteposto aii'SCR. Quest'ultimo opera in condizioni migliori dal punto di vista di sporcamente ed erosione, ma i problemi si spostano suii'ESP, che diviene più costoso e più difficile da pulire e manutenere; è peraltro preclusa l'adozione di filtri a maniche di tessuto (FF), che non resisterebbero a temperature dell'ordine dei 350°C. • "Tail e nd" : si esegue la filtrazione e la desolforazione a bassa temperat ura, dopo che i fumi sono stati trattati dal Ljungstrom. Sono così risolti anche i se-

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Turbine a gas e cicli combinati

gnalati problemi connessi alla presenza di SOz e quindi il catalizzatore opera in condizioni ottimali, ma è necessario riportare ad una temperatura adeguata (di solito 350°C, ma con catalizzatori avanzati si può scendere anche a 250°C) prima di farli pervenire aii'SCR. L'ingente quantità di calore necessaria è in gran parte fornita da un processo rigenerativo, ovvero il calore proviene dal recupero termico effettuato sui gas depurati in uscita daii'SCR, mediante un altro scambiatore tipo Ljungstrom. E' però comunque necessario un certo contributo di calore dall'esterno per fornire il D.T tra le due correnti gassose che è richiesto per il funzionamento dello scambiatore recuperativo. Per far ciò la soluzione più pratica è la combustione di gas naturale, che non aggiunge inquinanti ai fumi già desolforati e depolverati, ma che costituisce un consumo energetico tutt'altro che trascurabile. E' quindi la configurazione migliore per i vari organi di trattamento gas, ma richiede grandi scambiatori di calore e costi di combustibile addizionali, quindi con un bilancio economico che alla verifica dei fatti sembra sfavorevole in confronto alla soluzione "high dust". I notevoli costi deii'SCR, sia in termini di investimento che di O&M, fanno sì che venga talvolta proposta una soluzione assai più economica (ma molto meno efficiente!) chiamata SNCR, cioè riduzione selettiva non catalitica . Si tratta di iniettare ammoniaca nella corrente dei gas combusti, quindi con le stesse reazioni di eq.(7.16), in assenza della matrice catalitica, eliminando quindi i costi relativi e i problemi operativi sopra riportati. Per avere una cinetica sufficiente, la temperatura dei gas deve essere però attorno agli 850-900°(, dove tuttavia la reazione: (A4.3) inizia a diventare significativa, con conseguenze disastrose sulla rimozione di NO. A temperature più elevate (es: 1000°C) potrebbe verificarsi addirittura un aumento di NO. Pertanto, anche in condizioni ottimali, la soluzione SNCR è caratterizzata da un'efficienza di rimozione del 40-60%, in genere insufficiente per le applicazioni più esigenti in termini ambientali.

A4.3 .3 Rimozione dello zolfo La tematica di rimozione della SOz (normale prodotto della combustione dello zolfo contenuto nel combustibile) e_aì notevo.le rilellaoza, anche perché nelle caldaie a polverino di carbone non sono di fatto proponibili metodi primari di abbattimento6 . Sono disponibili numerose tecnologie per ottenere la rimozione dello zolfo, una delle quali (i "wet scrubbers") copre almeno il 90% delle applicazioni, l'unica a cui dedicheremo un certo approfondimento. In generale, comunque, tutte le tecniche fanno riferimento ad un elemento chimico, chiamato sorb~nte, a base di so_cii.o.,_di magnesio o, molto più frequentemente, di cg lciQ~ in grado di reagire co n I 'SODLcoo_s.p.acJe_c.b.i.rnlç;he~d.er.ti_çJte. I wet scrubbers operano infatti con il calcio, sotto forma di calcare (CaC03 - limestone), di dolomite (CaC03·MgC03) o di calce idrata (Ca(OH)z - lime - che forma facilmente la calce viva - CaO) . Negjl_scrubl2.ers (fig.A4.16) i fumLsono m~?Si a contatto con soluzioni acguose dicalcare (che è solitamente l'elemento più facilmente reperibile e a più basso costo tra quelli elencati), a_temperatur~ più basse possi~~ambiente) p~[ favorire le reazioni di asso.r.:blmS!_nt o: 6

Può essere (anche se impropriamente) considerata una tecn ica di abbattimento primario di S02 la combustione a letto fl uido: si rimanda per questo al Cap.8 .2.

A47

Turbine a gas e cicli combinati

S02 + H20 -> H2S01 CaC0 1+ H2S01 -> CaS01 + C02 + H20 CaS01+ 2H20 + :6 02 -> CaS04·2H20

(A4.4)

I l contatto t ra il gas e la soluzione acqua/calcare è nella maggior parte dei casi assicurato da uno sp ray della soluzione su un materiale di ri empimento di vario t ipo. Il grodottQ.....è_qui.ndL~SS!LQ....~Q!.@!Q....dl.J:alckL.id.catCL{.Ca5Dcll:l-2D). L'ultima delle (A4.4) è importante per avere un prodotto di buona qua lità commerciale, per mantenere la miscela acquosa sufficientemente fluida e omogenea e per faci lita re la successiva separazione tra acqua e gesso: la reazione rich iede un buon a_QQorto di ossi_geno, che viene solitamente realizzato insufflando aria sul fondo dello scrubber. La tecnologia dei wet scrubbers è da ritenersi pienamente collaudata, presenta sj_gnificativi costi di investimento (ma non superiori rispetto ad alt re) , ma soprattutto è in grad o di .Q.ttenere un- livella rnulta....el.e.Y..Q.tQ....d i~fficienk9_ di rimozio~ fino al 92-95..%., indispensabile per consentire l'utilizzo di carboni a tenore anche elevato di zolfo nel rispetto dei limiti di emissioni. L'efficienza di rimozione è condizionata dall'eccesso di sorbente gresente (ragp_ru:to_C:.a~),_ch~ d~e e.sser:e..supe.d.or..e_a.U~u.nità-W-...1.+ 1.2) per ottenere i valori pi1'1 elevati .

Sep.l.ratQrt

di goe:.t

Fig.A4.16: Schema di un sistema 'wet scrubber'. :;r"mario

Turbine a gas e cicli combinati

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Una soluzione alternativa è costituita dai "dry scrubb~rs": in questo caso la soluzione è molt o più densa e l'acqua è evaporata a contatto con i fum i (da cui "dry"). Un buon funzionamento di questo processo richiede la calce idrata invece che calcare : la prima è più reattiva, ma certamente più costosa. Le principali reazioni sono:

Ca(OH)2 + S02 -> CaS03 + H20 CaS01+ 2H20 + 'i2 02 -> CaS04·2H20

(A4.5)

Le__p.a.l~e.r.LdLs..ur.ben.t.eJ..aagjto .e__ctj__ge.s__SQ_sJ20.Q_[_ecu Re rate a v a Ile d eli CLS.c.r:uhher con precipitatori elettrostatici o filtri a maniche (vedi prossimo par agrafo). Spesso si preferisce utilizzare un precipitatore elettrostatico anche prima del dry scrubber per recuperare separatamente le ceneri e per non aggravare l'apporto di solidi nello scrubber. ILge~so_Qrodotto_non è di qualità commerciale. Pertanto, a fronte di un costo di investimento inferiore, la tecnologia "dry" ha due significativi svanta ggi (necessità di calce invece _che ca lcare, prodotto non riutilizzabile) e un'efficienza di rimozione inferiore, seppur ancora piuttosto elevata (85%+90%), il che giustifica chiaramente il minor successo rispetto alla tecnolog ia "wet". Un ultimo sistema meritevole di segna lazione è l'iniezione di sorbente in ca ldaia: si tratta di un sistema relativamente semplice, che è -per ò recentemente oggetto di studi e sviluppi per superare il suo difetto principale che è la scarsa efficienza (50+ 70%), causata principalmente dai ridotti tempi di residenza . La finestra di temperatura per la massima reattività è attorno agli 8S0-;-900°C per la reazione:

(A4.6) analogamente a quanto avviene nei letti fluidi (che hanno però tempi di residenza lunghi); La CaO è prodotta per decomposizione della CaC03 (calcinazione) a temperature elevate (circa 1000°C). E' un sistema poco usat o in nuove real izzazioni, ma ha qualche importanza per la riqualificazione di impianti esistenti (retrofit).

A4 .3.4 _Rimozion_~ del _Qarticolato Con il termine generico 'particolato' si intendono le particelle solide di qual:. contenute nei gas di scarico, che sono di tipo inorganico, provenienti quindi dalle ceneri contenute nel carbone in quantità solitamente del 10+20%, oppure organico, a base di residui carboniosi da combustione incompleta. Essendo queste ultime in quantità trascurabili rispetto alle prime (almeno in condizioni di funzionamento ottimali), si tende a parlare per le centrali di rimozione di cene ri, o meglio di 'fly-ash', quelle leggere trasportate dai fum i (una quota, le 'bottom-ash', ricadono sul fondo della camera di combustione e sono più facilmente rimosse). Le tecnologie di riferimento nel trattamento di grandi volumi di gas combusti sono due: ~tipo

I precipitatori elettrostatici, noti co~P, il cui principio di funzionamento prevede la fo.r.maziO_lli! dL.un campo elettrico, ottenuto con differenze di pot enziale dell'ordine di_5_0.=.Jll.O_kV in corrente continua, sufficient e a conseguire la ionizzazioo~_g_s. Glijo_nj o.eg.a tivi, durante il loro moto, caricano negativamente le particelle solide, che migrano quindi sull'elettrodo ositivo, sul quale si scaricano, cadono verso il asso o sono rimosse con semplici sistemi meccanici) e si raccolgono in una tramoggia. Gli elettrQdi positivi sonQ_chjamatL...::d· r:ac;colta" e sono costituiti da piastre metalliche, quelli negativi sono chiamati ~~di- scarica" e

Turbine a gas e cicli combinati

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sono solitamente dei fili in acciaio. Gli ESP operano normalmente a temperatu re inferiori a 200°C (a valle del preriscaldatore d'aria, vedi fig.A4.15), ma sono anche disponibili per temperature dell'ordine dei 300+350~. La loro capacità di rimozione è molto buona (>_22~~o) per polveri non particolarmente fini come il PMlO, ma scende per diametri inferiori (es: 95% per PMl) . Si tratta di sistemi caratterizzati da costi di investimento relativamente elevati, ma risultano contenuti i costi di manutenzione e hanno elevata affidabilità. Presentano ridotti consumi energetici, in virtù delle basse perdite di ca rico dei gas. Sono quindi i sistemi più diffusi nel mercato . I ft!tri in tessuto (FF : Eabric Filtecs). Si tratta appunto di borse ('bag') in tessuti .di _vada- r.latura (anche piuttosto sofisticati, come teflon rinforzati da fibre di vetro), sistemati in incastellature ('baghouse') che consentono la loro pulizia mediante scuotimenti o insufflamento di aria forzata in controcorrente rispetto al fl usso normale (fig.A4.17). Il loro punto di forza, rispetto agli ESP, sta in una rimozione ottimale anche per granulometrie molto fin i (es: >99.5_ancl}e p~.r_e_~l). La temperatura operativa dipende dal tipo di tessuto, ma avviene generalmente a basse temperature,