Esercitazioni di centrali turbogas e cicli combinatifiles.meetup.com/210108/turbogas ciclo...

Esercitazioni di Centrali Turbogas e Cicli Combinati

1

ESERCITAZIONI DI CENTRALI TURBOGAS E CICLI COMBINATI

Esercitazione 1: Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas Esercitazione 2: Metodi per aumentare l’efficienza dei cicli combinati riducendo la temperatura dell’aria aspirata dal turbogas Esercitazione 3: Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F Esercitazione 4: Ciclo combinato con turbina a gas SIEMENS V94.3A Esercitazione 5: Ciclo combinato multi-shaft con 2 turbine a gas GE MS9001FA Esercitazione 6: Calcolo diretto delle prestazioni di un modulo a ciclo combinato


2

Esercitazione 1

Miglioramento delle prestazioni di una turbina a gas

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

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


3

Come l’interrefrigerazione ha lo scopo di diminuire il lavoro del compressore, così la ricombustione permette di aumentare il lavoro della turbina, presentando alla turbina di bassa pressione un fluido a volume specifico incrementato dal riscaldamento conseguente alla seconda combustione. E’ bene ricordare che l’eccesso d’aria presente nella combustione primaria delle turbine a gas è tale da offrire ampia disponibilità di ossigeno per la seconda combustione. I tre interventi sul ciclo semplice possono essere utilizzati in varie combinazioni tra loro.

I vantaggi ottenuti in termini di aumento di rendimento e lavoro specifico sono controbilanciati da maggiori complessità e onerosità impiantistiche. Considerando che è possibile operare anche più di una interrefrigerazione o più di una ricombustione, si tende verso il ciclo di Ericsson, composto da due isoterme e da due isobare.

Il ciclo di Ericsson verrebbe approssimato da un ciclo a gas con infinite interrefrigerazioni (compressione isoterma) ed espansioni (espansione isoterma) e uno scambio di calore rigenerativo tra le due isobare, lungo le quali non si scambia pertanto calore con l’esterno. Il rendimento del ciclo sarebbe dunque pari a quello di Carnot.


4

2. Applicazione pratica Sulla base di quanto esposto in premessa, si vogliono migliorare le prestazioni di una turbina a gas agendo semplicemente sul suo ciclo termodinamico. Si suppone di intervenire sul compressore e sull’espansore del turbogas. Si inietta nel compressore una certa quantità di acqua: essa, raggiunta la temperatura di saturazione, vaporizza ed assorbe calore dall’aria circostante provocando di conseguenza un deciso raffreddamento dell’aria elaborata dal compressore. Agendo nello stesso modo, ma utilizzando combustibile iniettato in corrispondenza delle palettature fisse di turbina, si provoca dopo ogni espansione nelle palettature rotanti un continuo risurriscaldamento dei gas. Si ottiene in questo modo un’efficace rigenerazione del fluido motore, sia in fase di compressione che in fase di espansione. Se con la modifica proposta si mantiene uguale la potenza utile del turbogas, la temperatura dei gas all’ingresso in turbina sarà decisamente inferiore. Sarà così possibile eliminare parzialmente o totalmente il sistema di raffreddamento delle parti calde di turbina mediante aria spillata dal compressore; si otterrà in tal modo un notevole miglioramento nelle prestazioni della macchina. Poiché si hanno allo scarico turbina temperature dei gas ancora elevate, è assolutamente importante recuperare tale calore con uno scambiatore R1 che provvederà a trasferirlo in buona parte all’aria compressa in uscita dal compressore. In impianti di cogenerazione è possibile recuperare ulteriormente il calore residuo dei gas tramite uno scambiatore R3, migliorando ancora il rendimento globale dell’impianto. E’ possibile vedere, con tabelle e grafici, l’effetto delle modifiche sopra descritte. La turbina a gas presa in esame è una turbina da 125 MW, costruita da FIAT Avio negli anni ’90.


5

DATI TECNICI DI TARGA DEL TURBOGAS

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

Compressore

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

Espansore

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


6

La trasformazione termodinamica dell’aria all’interno del compressore è rappresentabile numericamente con l’allegato 1A per la situazione ante-modifica e con l’allegato 1B con l’iniezione dell’acqua nelle palettature fisse. Il raffronto tra le due tabelle indica una sostanziale uguaglianza di energia spesa per la compressione ma indica anche, con l’iniezione d’acqua, un aumento della portata e un’accentuata diminuzione di temperatura dell’aria all’uscita del compressore.

ALLEGATO 1A

COMPRESSIONE ARIA SENZA RAFFREDDAMENTO ======================================

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


7

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


8

ALLEGATO 1B

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

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


9

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


10

La trasformazione termodinamica dei gas all’interno della turbina è rappresentata numericamente con l’allegato 2A per la situazione attuale e con l’allegato 2B con l’iniezione del combustibile durante l’espansione. Il raffronto tra le due tabelle indica una consistente differenza di energia ottenuta con la rigenerazione del fluido (circa 235 kJ/kg).

ALLEGATO 2A

FASE DI ESPANSIONE IN TURBINA SENZA RISCALDAMENTO DEL FLUIDO ============================================================

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


11

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


12

ALLEGATO 2B

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

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


13

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


14

Nell’allegato 3A vengono riportati sinteticamente i dati di funzionamento della macchina nelle condizioni attuali e con riferimento al sinottico 4A. Viene altresì calcolato il rendimento d’impianto nelle possibili situazioni realizzabili.

ALLEGATO 3A

SINTESI DI BILANCIO TERMICO SENZA RIGENERAZIONE E COMPRENSIVO DI PERDITE ========================================================================

CALCOLI RIFERITI ALL'UNITA' DI PESO DELL'ARIA --------------------------------------------- kJ/kg kcal/kg CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4 881,3 210,5 CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI 0 0 ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE 362,7 86,6 ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE 757,2 180,8 ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO 394,5 94,2 ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2% 386,6 92,3 CALCOLI CON PORTATA COMPRESSORE DI 1620 t/h E ALLA TURBINA DI 1620 t/h =================================================================== CALORE ORARIO DA DARE CON IL COMBUSTIBILE 1427776 MJ/h 341018 Mcal/h CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI 0 MJ/h 0 Mcal/h POTENZA RICHIESTA PER LA COMPRESSIONE 163 MW POTENZA OTTENUTA CON L'ESPANSIONE IN TURBINA 340 MW POTENZA DISPONIBILE CON PERD. MECC. DEL 2% 173 MW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 626373 MJ/h 149606 Mcal/h POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 134 MW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 483560 MJ/h 115496 Mcal/h CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO ============================================ CONSUMO SPECIFICO LORDO 8207 kJ/kWh 1960 kcal/kWh CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR. TURBINA 10631 kJ/kWh 2539 kcal/kWh RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 43,8% RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 33,8% RENDIMENTO TRA CALORE SPESO E CARICO GENERATO + CALORE RECUPERATO CON R3 ======================================================================== RENDIMENTO TERMICO GLOBALE SENZA PERDITE DA RAFFREDD. 43,8% RENDIMENTO TERMICO GLOBALE CON PERDITE DA RAFFREDD. 33,8%


15

Nell’allegato 3B vengono riportati sinteticamente i dati di funzionamento dell’impianto nelle condizioni modificate e con riferimento al sinottico 4B. Viene altresì calcolato il rendimento d’impianto nelle possibili situazioni realizzabili.

ALLEGATO 3B

SINTESI DI BILANCIO TERMICO CON RIGENERAZIONE E COMPRENSIVO DI PERDITE ======================================================================

CALCOLI RIFERITI ALL'UNITA' DI PESO DELL'ARIA --------------------------------------------- kJ/kg kcal/kg CALORE TOTALE DA DARE AL SISTEMA CON R2+R4 1048,8 250,5 CALORE RECUPERABILE PER USI ESTERNI 126,9 30,3 ENERGIA SPESA PER COMPRESSIONE 362,7 86,6 ENERGIA RICAVATA DA ESPANSIONE 991,5 236,8 ENERGIA TEORICA SULL'ALBERO 628,8 150,2 ENERGIA CON PERDITE MECCANICHE DEL 2% 616,3 147,2 CALCOLI CON PORTATA COMPRESSORE DI 1673 kg/h E TURBINA DI 1739 kg/h =================================================================== CALORE ORARIO DA DARE CON IL COMBUSTIBILE 1824989 kJ/h 435891 kcal/h CALORE ORARIO RECUPERABILE PER USI ESTERNI 220920 kJ/h 52765 kcal/h POTENZA RICHIESTA PER LA COMPRESSIONE 168 kW POTENZA OTTENUTA CON L'ESPANSIONE IN TURBINA 479 kW POTENZA DISPONIBILE CON PERD. MECC. DEL 2% 304 kW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 1095799 kJ/h 261727 kcal/h POTENZA UTILE CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 234 kW CALORE ORARIO CORRISPONDENTE 845956 kJ/h 202053 kcal/h CALCOLO DEFINITIVO DEL RENDIMENTO D'IMPIANTO ============================================ CONSUMO SPECIFICO LORDO 5996 kJ/KWh 1432 kcal/kWh CONSUMO SPECIF. NETTO CON PERDITE RAFFR.TURBINA 7767 kJ/KWh 1855 kcal/kWh RENDIMENTO NETTO SENZA PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 60% RENDIMENTO NETTO CON PERDITE DA RAFFREDD. TURBINA 46,3% RENDIMENTO TRA CALORE SPESO E CARICO GENERATO + CALORE RECUPERATO CON R3 ======================================================================== RENDIMENTO TERMICO GLOBALE SENZA PERDITE DA RAFFREDD. 72,1% RENDIMENTO TERMICO GLOBALE CON PERDITE DA RAFFREDD. 58,4%


16

Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in condizioni attuali

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


17

Sinottico d’impianto con dati di funzionamento in impianto rigenerato

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


18


19

Esercitazione 2

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

Indice

1 SOMMARIO 2 INTRODUZIONE 3 SISTEMA DI UMIDIFICAZIONE DELL’ARIA

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

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

5 CONCLUSIONI

1 Rapporto CESI – Ricerca di sistema


20

1. SOMMARIO Questo documento presenta i risultati dell’analisi di applicabilità e di convenienza economica di due sistemi di raffreddamento dell’aria in aspirazione ai compressori di gruppi turbogas. In particolare vengono analizzati: • un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria • un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato

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


21

2. INTRODUZIONE

L’obiettivo del presente rapporto è quello di dimostrare la fattibilità di soluzioni in grado di aumentare l’efficienza degli impianti esistenti. In particolare, l’attività si è focalizzata su impianti a ciclo combinato, nei quali la potenza prodotta e l’efficienza di una turbina a gas dipendono fortemente dalle condizioni ambientali in cui essa opera. Le prestazioni dei turbogas vengono normalmente definite in condizioni ISO di riferimento, corrispondenti ad una temperatura ambiente di 15°C e pressione di 1013 mbar. Al di fuori delle condizioni di riferimento, la potenza ed il rendimento di un turbogas diminuiscono con continuità all’aumentare della temperatura. Questa dipendenza è sostanzialmente legata alle prestazioni del compressore, per il quale un aumento di temperatura determina la diminuzione della densità (e, quindi, della portata in massa) dell’aria elaborata e la richiesta di un maggior lavoro di compressione. Risulta, quindi, chiaro che, un sistema in grado di ridurre la temperatura dell’aria in ingresso al compressore, specialmente in aree in cui il clima sia molto caldo, possa, almeno in teoria, essere vantaggioso per il sistema, sia dal punto di vista economico che ambientale. In particolare: − l’aumento di potenza consente di produrre più energia, senza gravare troppo sui costi di

investimento, riducendo, quindi, la quota di costo fisso (ammortamento, O&M); − un aumento di rendimento significa riduzione del consumo di combustibile (a pari energia

prodotta). Ciò produce non solo un vantaggio di tipo economico, facendo scendere il costo variabile del kWh (legato al combustibile), ma anche ambientale, poiché consente di diminuire le emissioni specifiche di CO2 ed NOx.

Vengono esaminati due diversi sistemi di raffreddamento: • un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria • un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato

dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato Ognuna delle due soluzioni presenta, a priori, una serie di vantaggi e svantaggi, che possono essere così sintetizzati: VANTAGGI SVANTAGGI

UMIDIFICAZIONE

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

• Efficienza del sistema legata alle condizioni ambientali

• Consumo di acqua demineralizzata

CICLO FRIGORIFERO

• Efficienza del sistema indipendente

dall’umidità atmosferica • Consumo di acqua assente

• Elevati costi di installazione • Ingombro

Per quantificare l’applicabilità e la convenienza economica dei due sistemi, si è fatto riferimento ad un ciclo combinato con un turbogas da 255 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe. Sono state ipotizzate tre diverse situazioni meteorologiche rappresentative di altrettante condizioni climatiche italiane: la pianura padana, una zona costiera del Nord ed una zona costiera del Sud. I dati meteorologici di temperatura ed umidità relativa sono riferiti ad un intero anno, con frequenza oraria.


22

Il costo combustibile2 utilizzato nei calcoli è di 0,02 €/Mcal. Le fasce orarie di retribuzione dell’energia sono quelle definite dal provvedimento CIP n° 45 del 1990, mentre i valori dei ricavi lordi per la vendita dell’energia, nelle diverse fasce di retribuzione sono i seguenti:

RICAVI LORDI ENERGIA (Euro/kWh)

fascia oraria 1 0,138101fascia oraria 2 0,082323fascia oraria 3 0,065797fascia oraria 4 0,045138

Si è infine ipotizzato un coefficiente di utilizzo del gruppo pari all’80%, omogeneamente distribuito su tutto l’anno. 3. SISTEMA DI UMIDIFICAZIONE DELL’ARIA

3.1. Principio di funzionamento del sistema di umidificazione dell’aria e possibile soluzione impiantistica

Il sistema di umidificazione permette di ridurre la temperatura dell’aria in ingresso al compressore, umidificandola con acqua finemente polverizzata. L’atomizzazione dell’acqua (che conviene sia demineralizzata per evitare la formazione di depositi salini) deve essere spinta sino ad avere gocce del diametro di alcune decine di micron, in modo da alimentare il compressore con una sorta di nebbia, evitando rischi di danneggiamento delle pale. Il processo di umidificazione, che viene spinto sino al raggiungimento di un’umidità relativa del 95% (valore che rappresenta un valido compromesso tra un buon livello di umidificazione ed il rischio di ammettere acqua nel compressore), può essere considerato isoentalpico e consente di abbassare la temperatura dell’aria a valori prossimi alla sua temperatura di rugiada.

2 Costo del gas naturale nel 2001, anno di riferimento della valutazione economica.


23

L’esempio riportato nella figura successiva sul diagramma di Mollier illustra il processo di umidificazione di aria (a pressione atmosferica), inizialmente a 30°C e con umidità relativa del 50% (tipica condizione estiva) sino ad avere un’umidità relativa del 95%. Spostandosi dal punto iniziale “A” lungo l’isoentalpica, sino a raggiungere la curva di umidità relativa pari al 95% (punto B), si ottiene una diminuzione di temperatura fino a 22,5°C e, conseguentemente all’immissione di acqua, un aumento dell’umidità assoluta (x) dell’aria. L’incremento di x in termini assoluti, nota la portata di aria, fornisce l’indicazione della portata di acqua richiesta dall’umidificazione. Naturalmente, quanto più le condizioni di umidità sono basse, e la temperatura ambiente è elevata (posizioni in alto a sinistra del diagramma di Mollier), tanto più spinta è la diminuzione di temperatura dell’aria aspirata.

Diagramma di Mollier per l'aria umida


24

Dal punto di vista realizzativo, una possibile soluzione potrebbe essere quella mostrata nella figura successiva.

Possibile soluzione realizzativa di un sistema di umidificazione dell’aria

Esso potrebbe essere fondamentalmente costituito da: • una serie di anelli nebulizzatori inseriti nel condotto di aspirazione del compressore. Tutti

questi anelli fanno capo ad un collettore di distribuzione dal quale ricevono acqua demineralizzata. Ogni linea di distribuzione è intercettata da una valvola ed ogni anello è dotato di un numero di ugelli diverso, per consentire una maggior modulazione della portata.

• una pompa volumetrica, che permette il flusso di acqua dalla linea acqua demi al collettore. • un sistema di regolazione di portata che, a partire dalla misura di temperatura ed umidità

dell’aria sceglie, tra le possibili combinazioni di anelli di nebulizzazione da attivare, quella che più si avvicina alla portata di acqua teorica richiesta.

Poiché le portate di acqua richieste per l’umidificazione sono fortemente dipendenti dalla taglia dell’impianto e dalle condizioni meteorologiche tipiche della zona di installazione, il sistema di umidificazione dell’aria richiede un dimensionamento ad hoc per ogni applicazione.


25

3.2. Calcolo delle prestazioni In ognuna delle tre localizzazioni ipotizzate (Pianura Padana, costa del Nord, costa del Sud), per effettuare un calcolo di massima delle prestazioni del sistema di umidificazione dell’aria, installato su un ipotetico impianto a ciclo combinato da circa 400 MWe globali, sono state utilizzate curve tipiche di potenza e consumo specifico in funzione della temperatura di ammissione e una serie di dati meteo orari, disponibili per un intero anno, caratteristici della zona geografica. I calcoli delle prestazioni sono stati ripetuti per ogni ora del giorno e per tutti i giorni dell’anno e nell’ipotesi di non effettuare umidificazione qualora: la T ingresso fosse ≤ 5 °C (temperature dell’aria in aspirazione inferiori a questa soglia non

sono generalmente desiderabili poiché possono comportare formazione di ghiaccio) l’umidità relativa in ingresso fosse > del 95% (cioè superasse già il valore di soglia

raggiungibile dopo l’umidificazione) la portata di acqua richiesta fosse inferiore al 5% della portata massima di dimensionamento del

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

3.3. Valutazione dei beefici economici

località Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud

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

portata massima acqua t 2.67 3.44 3.57

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

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

delta costo combustibile nell'anno x 1000 € 777,19 843,92 1.351,72

delta ricavo per energia prodotta x 1000 € 1.335,68 1.504,12 2.453,11

guadagno annuo x 1000 € 558,48 660,20 1.101,38

consumo acqua demi annuo t 13.734,08 14.749,84 23.434,99

pay back time mesi 7,00 6,00 3,00

VAN fine vita (15 anni) x 1000 € 4.802,00 5.770,12 9.886,35

TIR fine vita (15 anni) % 202 240 404


26

Per le tre ipotesi di ubicazione dell’impianto sono stati ottenuti i seguenti risultati: Località lungo la costa del Nord Italia L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un aumento annuo di produzione di circa 19.500 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 37.600.000 Mcal ma con una riduzione media annua del consumo specifico del ciclo completo dello 0,2% circa. La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 560.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 14.000 m3/anno) è dell’ordine di 28.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno. Tenendo presente che, nelle ipotesi di lavoro fatte, il costo di installazione di un sistema di umidificazione completo potrebbe essere dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è inferiore all’anno (7 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 4.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 202%. Località della Pianura Padana L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un aumento annuo di produzione di circa 21.400 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 41.000.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del ciclo completo dello 0,3% circa. La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 660.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 15.000 m3/anno) è dell’ordine di 30.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno. Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è inferiore all’anno (6 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 5.800.000 €, con un tasso interno di rendimento del 240%. Località lungo la costa del Sud Italia L’installazione di un sistema di umidificazione dell’aria in aspirazione al compressore consente un aumento annuo di produzione di circa 34.700 MWh, associato ad un maggior consumo di combustibile pari a 65.400.000 Mcal, ma con una riduzione media annua del consumo specifico del ciclo completo dello 0,4% circa. La maggior produzione di energia, associata ad un minor consumo specifico, consente di ottenere un margine valutato in circa 1.100.000 €/anno. Il costo legato al consumo di acqua demineralizzata (mediamente 23.500 m3/anno) è dell’ordine di 47.000 €/anno ed il costo di manutenzione del sistema può essere considerato dell’ordine dei 10.000 €/anno.


27

Con un costo di installazione dell’ordine dei 250.000 €, si può osservare che il tempo di ritorno dell’investimento è largamente inferiore all’anno (3 mesi). Il valore attuale netto a fine vita, valutato ad un tasso di sconto del 6% annuo e nell’ipotesi che l’impianto funzioni per 15 anni, è dell’ordine dei 9.900.000 €, con un tasso interno di rendimento del 404%. Globalmente si può notare come le condizioni climatiche influenzino notevolmente l’efficacia di questo sistema di raffreddamento dell’aria in ingresso al compressore e, quindi, la convenienza conseguente alla sua installazione che, comunque, resta sempre molto allettante, anche nei casi meno favorevoli.


28

4. SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO CON CICLO FRIGORIFERO

Il sistema di refrigerazione dell’aria in aspirazione al turbogas viene effettuato tramite gruppi ad assorbimento alimentati dal vapore a bassa pressione (e, quindi, a basso contenuto energetico) prodotto dalla caldaia a recupero. In un impianto frigorifero convenzionale a compressione, l’effetto di refrigerazione viene prodotto nell’evaporatore, dove il fluido refrigerante evapora assorbendo calore; tale calore viene successivamente ceduto nel condensatore, dove il refrigerante condensa. L’energia necessaria a fare aumentare la temperatura del fluido refrigerante e consentirgli quindi di cedere all’esterno il calore prelevato dall’ambiente interno viene fornita da un compressore meccanico. Anche in un impianto ad assorbimento l’effetto di refrigerazione viene ottenuto dall’evaporazione del fluido refrigerante, che è presente nell’impianto in soluzione con un fluido assorbente; l’effetto di compressione del fluido refrigerante viene ottenuto, anziché tramite una compressione meccanica come negli impianti convenzionali, per mezzo della variazione di concentrazione di un’opportuna soluzione di fluido refrigerante con fluido assorbente ottenuta a temperature diverse. In tal modo, nel generatore viene separato per distillazione il fluido refrigerante dal fluido assorbente e, mentre il primo viene raffreddato nel condensatore e successivamente fatto espandere per ottenere l’effetto frigorifero, il secondo viene inviato all’assorbitore nel quale avviene la ricostituzione della soluzione originaria, che viene poi nuovamente inviata al generatore di vapore. Il refrigerante e la soluzione assorbente formano quella che viene chiamata coppia di lavoro. Le coppie di lavoro più diffuse sono la coppia ammoniaca/acqua e la coppia bromuro di litio/acqua.


29

4.1. Calcolo delle prestazioni del sistema di refrigerazione dell’aria Dall’analisi dei dati forniti in letteratura sono state estrapolate le curve che legano la temperatura ambiente alla potenza assorbita dal frigorifero, ed alla riduzione di temperatura in aspirazione (ΔT) al compressore. La curva della potenza assorbita è stata opportunamente scalata con la portata di aria in aspirazione al turbogas, mentre la curva dei Delta di Temperatura è stata mantenuta invariata. Per la valutazione delle prestazioni dell’impianto sono state utilizzate le medesime curve di potenza e consumo specifico in funzione della temperatura di ammissione e le stesse serie di dati meteo impiegati per il sistema di umidificazione. Come nel caso precedente, i calcoli delle prestazioni sono stati ripetuti per ogni ora del giorno e per tutti i giorni dell’anno e nell’ipotesi di non effettuare refrigerazione qualora la T ambiente fosse ≥ 5 °C. Inoltre, si è imposto che la T aspirata dal compressore dopo la refrigerazione sia > 5 °C (per non incappare nella formazione di ghiaccio): cioò comporta una parzializzazione del funzionamento del frigorifero in tutti i casi in cui tale soglia dovesse essere superata. Quando entra in gioco tale limitazione, la differenza di temperatura fornita dal sistema di refrigerazione è pari a “T_ambiente – 5 °C”, mentre la potenza assorbita dal frigorifero è calcolata come una frazione di quella assorbita alla medesima temperatura ambiente, in assenza limitazione. Tale frazione è data dal rapporto tra l’effettivo delta di temperatura e quello che si sarebbe ottenuto senza limitazione. Per coerenza con le analisi effettuate sul sistema di umidificazione dell’aria, per le valutazioni economiche, sono stati utilizzati gli stessi dati sui ricavi per la vendita di energia nelle diverse fasce orarie, lo stesso valore del costo combustibile e lo stesso coefficiente di utilizzo del gruppo, pari all’80%, omogeneamente distribuito durante tutto l’anno.


30

4.2. Valutazione dei benefici economici Dall’analisi dei calcoli effettuati si è potuto osservare che, in questo caso, il raffreddamento dell’aria produce un surplus di potenza ma associato ad un maggior consumo specifico dell’intero ciclo. A causa di ciò il bilancio tra il maggior ricavo per la vendita dell’energia prodotta e il maggior costo per il combustibile bruciato, risulta positivo solo quando la remunerazione oraria si discosta da quella della fascia più bassa: quindi, l’impiego di tale sistema di refrigerazione non è consigliabile nella fascia oraria 4, poiché comporta sistematicamente una perdita anziché un guadagno. Nell’ipotesi di fermare il sistema quando si entra in fascia 4 (tipicamente la notte ed il mese di agosto), la valutazione dei benefici economici, per le tre località in cui si è ipotizzato di realizzare l’impianto (costa del Nord Italia, Pianura Padana, costa del Sud Italia) fornisce le seguenti cifre:

località Costa del Nord Pianura Padana Costa del Sud

coefficiente di utilizzazione % 80.00 80.00 80.00

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

delta di consumo annuo Mcal 66.255.689,32 54.355.147,99 79.047.884,57

delta costo combustibile nell'anno x 1000 € 1.368,73 1.122,88 1.632,99

delta ricavo per energia prodotta x 1000 € 1.934,56 1.535,64 2.423,02

guadagno annuo x 1000 € 565,83 412,75 790,03

pay back time anni 7 12 4

VAN fine vita (15 anni) x 1000 € 2.659,88 1.173,13 4.837,34

TIR fine vita (15 anni) % 21 13 31

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


31

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


32

5. CONCLUSIONI

Sono state analizzate due diverse modalità di raffreddamento dell’aria in aspirazione ai compressori di gruppi turbogas, finalizzate ad un aumento dell’efficienza dell’impianto. • un sistema di raffreddamento per umidificazione dell’aria • un sistema di raffreddamento con frigoriferi ad assorbimento, che utilizzino vapore spillato

dalla sezione di bassa pressione del GVR di un ciclo combinato. L’analisi dell’applicabilità dei due sistemi è stata riferita ad un ipotetico gruppo con 1 turbogas da 256 MWe e ciclo a vapore da 130 MWe, installato in tre siti con caratteristiche meteorologiche tipiche italiane: una zona costiera del Nord, la Pianura Padana ed una zona costiera del Sud. Ambedue i sistemi consentono di incrementare la produzione energetica annua e, quindi, di ricavare un chiaro vantaggio economico conseguente alla loro installazione. L’entità di tale guadagno è dipendente da: • le caratteristiche (in termini di curve di variazione del consumo specifico e della potenza del

turbogas in funzione della temperatura dell’aria aspirata) dell’impianto termico sul quale trovano applicazione,

• le condizioni meteorologiche (installazioni su impianti termici localizzati in luoghi molto caldi hanno un effetto più incisivo sull’efficienza)

• il costo del combustibile e le quote orarie del ricavo della vendita dell’energia (poiché è dal bilancio tra il ricavo della vendita dell’energia in più prodotta ed il costo del combustibile richiesto per produrla che si calcola il guadagno).

Quest’ultimo fattore è particolarmente importante soprattutto nel caso di raffreddamento con frigorifero. Tale sistema, infatti, pur avendo un funzionamento svincolato dalle condizioni di umidità atmosferica, è contraddistinto dal fatto di generare un incremento di produzione di energia, a fronte di un leggero aumento del consumo specifico dell’impianto: nelle fasce di minore remunerazione dell’energia, questa caratteristica è fortemente penalizzante, al punto da non renderne conveniente l’utilizzo per circa la metà dei giorni di un anno. Per questo motivo (che limita fortemente i guadagni annui) e per l’elevato investimento iniziale, da un confronto tra le due soluzioni risulta chiaramente evidente come, in tutte le condizioni climatiche analizzate, il sistema di abbassamento della temperatura per refrigerazione non riesca ad essere concorrenziale con l’umidificazione dell’aria, caratterizzata da guadagni più elevati e da costi di investimento iniziali e di manutenzione notevolmente inferiori.


33


34

Esercitazione 3

Ciclo combinato con turbina a gas FIAT-Mitsubishi 701F


35

Il ciclo combinato in esame presenta i seguenti dati caratteristici:

Turbogas e GVR • all’aspirazione del compressore:

temperatura aria = 15°C pressione aria = 1013 mbar

• alla mandata del compressore: portata aria = 522,3 kg/s3 temperatura aria = 382,3°C pressione aria = 1396 kPa

• all’ingresso della turbina a gas: portata gas = 464,1 kg/s temperatura gas = 1405°C

• all’uscita della turbina a gas – ingresso del GVR: portata gas4 = 574,1 kg/s temperatura gas = 615,6°C

• all’uscita del GVR –ingresso del camino: temperatura gas = 99°C

Turbina a vapore • vapore SH:

portata = 252,8 t/h pressione =12,87 MPa temperatura = 550°C

• vapore RH: portata =292 t/h pressione = 2,73 MPa temperatura = 540°C

• vapore MP: portata = 48,3 t/h pressione = 2,86 MPa temperatura = 332°C

• vapore BP: portata = 24,9 t/h pressione = 0,63 MPa temperatura = 232°C

• vapore scaricato al condensatore: pressione = 0,04 ata

Calcolare:

• la potenza assorbita dal compressore, • la portata di gas naturale5 alla camera di combustione, • la potenza generata dal turbogas, • il rendimento del ciclo Brayton, • la potenza assorbita dal GVR, • la potenza generata dalla turbina a vapore, • la potenza persa al camino, • il rendimento del ciclo a vapore, • il rendimento totale del ciclo combinato.

3 Comprende anche l’aria di raffreddamento delle parti rotoriche del turbogas 4 Comprende anche l’aria spillata dal compressore, pari a 37 kg/s, per raffreddare le parti statoriche del turbogas 5 Potere calorifico inferiore (pci) = 8250 kcal/Nm3


36

Risoluzione

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

( )

970

K3367K kg

J1067s

kg352212

,

, ,

ηTTcm

ηhm

P p,airairaircompr

°⋅°

⋅=

−⋅⋅=

Δ⋅=

&&

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

p,air

,

p,fumi cλ

c ⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +=

78111 essendo comb

t,IN

mm

λ&

&=


37

I dati di progetto assegnano la portata d’aria alla mandata del compressore airm& (che comprende anche l’aria di raffreddamento delle parti rotoriche del turbogas) e la portata del gas all’uscita della turbina OUTtm ,& (comprendente anche l’aria spillata dal compressore, pari a 37 kg/s, per raffreddare le parti statoriche del turbogas). Si determina dunque per differenza la portata del combustibile:

( )s

kg ,,mmmm spillairt,OUTcomb 8,14s

kg3735221574 =−−=−−= &&&

Risulta quindi:

36,31==comb

t,IN

mm

λ&

&

K kgJ1128811

781

°=⋅⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ += ,c

λc p,air

,

p,fumi

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

( ) K4789K kg

J11288s

kg146494043 °⋅°

⋅⋅=−⋅⋅⋅= ,,,,TTcmηP p,fumit,INTG &

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

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


38

Rendimento ciclo Brayton

L’espressione del rendimento è:

1QPP

η comprTGTG

−=

Il calore assorbito 1Q è funzione della portata del combustibile e del suo potere calorifico. Essendo quest’ultimo espresso in kcal/Nm3 è necessario convertire il valore della portata di gas naturale in Nm3/s. Facendo riferimento a turbogas di questa taglia costruiti a fine anni ’90 (come è il caso di questo

impianto), si può assumere il consumo specifico nominale pari a kWhNm3

285,0 .

Sarà quindi:

( )s

Nm62,17skW

Nm3600

2850600.222kWhNm2850

333

, kW ,PPq comprTGcomb =⋅

⋅=⋅−=&

da cui:

kcalkJ1864

Nmkcal8250

sNm6217 3

3

1 , , PCIqQ comb ⋅⋅=⋅= & MW 5,6081 =Q

Il rendimento del ciclo Brayton vale:

3660MW5,608

MW211MW61433

1

,

,Q

PPη comprTG

TG =−

=−

=

%ηTG 6,36=

TGP1Q

fumiQ

comprP

T

S

1

2

3

4


39

• Potenza all’ingresso del GVR La potenza associata ai gas scaricati dalla turbina ed entranti nel GVR, considerando trascurabili le perdite di calore, sarà pari alla potenza termica Q1 diminuita della potenza utile della turbina a gas.

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

(t/h) (kg/s)

6 550,0 128,70 3470,6 1,00 252,80 70,22

7 332,0 28,60 3078,1 1,00 252,80 70,22

8 540,0 27,30 3548,3 1,00 292,00 81,11

9 232,0 6,30 2918,1 1,00 316,90 88,03

10 28,7 0,04 2432,2 0,95 316,90 88,03

PORTATA m'

PRESSIONE p (bar)

TITOLO x

PUNTO TEMPERATURA T (°C )

ENTALPIA h (kJ/kg )

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

( ) ( ) ( )

( ) ( ) ( )[ ]skJ224321291803881291833548118113078634702270

10910988766

,,, ,-,, ,,,

hhmhhmhhmPTV

−⋅+⋅+−⋅=

=−+−+−= &&&

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

( ) K1599K kg

J11288s

kg1574min °−⋅°

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

MW 12,62=caminoQ

DATI IPOTESI


40

• Rendimento del ciclo a vapore

3150MW9,385MW45121 ,

,

QP

ηGVR

TVTV ===

%,ηTV 531= • Rendimento totale del ciclo combinato Il rendimento del ciclo combinato è il rapporto tra la somma delle potenze nette (quella della turbina a gas e quella della turbina a vapore) e la potenza termica 1Q fornita dalla combustione del combustibile:

( )

5650MW5,608

MW45121MW6,222

1

,

, Q

PPPη TVcomprTG =

+=

+−=

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


41


42

Esercitazione 4

Ciclo combinato con turbina a gas SIEMENS V94.3A

I dati progettuali della turbina a gas e del relativo ciclo a vapore sono i seguenti:

• all’aspirazione del compressore: temperatura aria = 15°C pressione aria = 1013 mbar

• potenza termica fornita dal combustibile in camera di combustione: 668.900,736 kJ/s

• all’uscita della turbina a gas – ingresso del GVR: portata gas = 650,1 kg/s temperatura gas = 581,5°C

• all’uscita del GVR –ingresso del camino: temperatura gas = 94,15°C

Ciclo a vapore Portata kg/s

Pressione bar

Temperatura °C

Entalpia kJ/kg

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


43

Calcolare:

• la potenza generata e il rendimento della turbina a gas, • la potenza assorbita dal GVR, • la potenza generata dalla turbina a vapore, • la potenza persa al camino, • il rendimento del ciclo Rankine, • il rendimento totale del ciclo combinato.


44

Risoluzione Turbina a Gas

Dai dati rilevati sul ciclo combinato si conoscono i punti 1 (ingresso aria al compressore) e 4 (uscita dalla turbina a gas e ingresso nel GVR) e la portata dei fumi allo scarico.

T1 = 15°C T4 = 581,5°C p1 = 1,013 bar FUMIm& = 650 kg/s

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

kWQQIN 736,900.66823 == &&

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

skg

PCIQ

mGN

GN 23,1423 ==&

& .

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

( )∫ ⋅⋅=4

1

41

T

TpFUMIFUMI dTTcmQ & 6

( ) MWKKkg

kJs

kgQ 9,413155,581124,165041 =°−⋅°

⋅≅&

6

78,14 11)10054,29378,0()( ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +⋅⋅+= −

λTTc pFUMI dove

GN

ARIA

mm

=λ


45

La potenza utile della turbina a gas sarà quindi:

MWQQP 2554123 =−= &&

Il rendimento della turbina a gas sarà pari a:

%1,389,668

255

23

===QP

TGη


46

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

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

Portata Pressione Temperatura Entalpia vapore SH ingresso turbina AP 69,81 kg/s 92,43 bar 537,97 °C 3.477,93 kJ/kg uscita turbina AP 69,81 kg/s 15,21 bar 292,75 °C 3.022,04 kJ/kg vapore RH freddo ingresso GVR 63,12 kg/s 15,21 bar 292,75 °C 3.022,04 kJ/kg vapore MP 17,18 kg/s 15,02 bar 304,36 °C 3.048,60 kJ/kg vapore RH caldo ingresso turbina MP 80,30 kg/s 13,04 bar 538,39 °C 3.558,72 kJ/kg vapore BP 8,80 kg/s 3,49 bar 238,79 °C 2.943,21 kJ/kg vapore scaricato al condensatore 89.10 kg/s 0,03 bar 26,00 °C 2.422,01 kJ/kg condensato uscita condensatore 89.10 kg/s 0,03 bar 26,00 °C 108,90 kJ/kg

La potenza sviluppata da ognuno dei cilindri di alta, media e bassa pressione si ricava dal salto entalpico per la portata di vapore:

Turbina AP Turbina MP Turbina BP Totale Portata 69,81 kg/s 80,30 kg/s 89,10 kg/s Salto entalpico 455,89 kJ/kg 615,51 kJ/kg 521,20 kJ/kg Potenza 31.826 kW 49.425 kW 46.439 kW 127.690 kW

Il grafico seguente mostra le portate di vapore elaborate da ciascun cilindro di turbina. Al contrario di quanto avviene nelle turbine degli impianti tradizionali gli stadi di BP elaborano una portata maggiore.

0,00 kg/s

20,00 kg/s

40,00 kg/s

60,00 kg/s

80,00 kg/s

100,00 kg/s

Turbina AP Turbina MP Turbina BP

Portata vapore

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


47

Potenza turbina a vapore

Turbina AP25%

Turbina MP39%

Turbina BP36%

La potenza ai morsetti dell’alternatore sarà di poco inferiore a quella della turbina. I fumi escono dal camino alla temperatura di 94,15°C, pertanto la potenza persa al camino è:

Qpersa camino ( ) kWKKkg

kJs

kgdTTcmamb

GVROUT

T

TpFUMIFUMI 800.54)1515,94(065,1650

,

,

=°−⋅°

⋅≅⋅⋅= ∫&

Nel generatore di vapore i fumi cedono calore attraverso gli scambiatori dei circuiti AP, MP e BP e del risurriscaldatore. La potenza termica assorbita dall’acqua/vapore nel GVR è riportata nella tabella:

AP

(ECO, EVA, SH) MP

(ECO, EVA, SH)RH

BP

(ECO, EVA, SH) Totale

Portata 69,81 kg/s 17,18 kg/s 80,30 kg/s 8,80 kg/s Salto entalpico 3.369,03 kJ/kg 2.939,70 kJ/kg 510,12 kJ/kg 2.834,31 kJ/kg Potenza termica 235.192 kW 50.504 kW 40.963 kW 24.942 kW 351.601 kW Si può calcolare il rendimento del GVR:

%9,84900.413601.351

'

, ===kWkW

QQ

GVRIN

CVINGVR &

&η

Il rendimento del ciclo di Rankine è:

%3,36601.351690.127

,

===kWkW

QP

CVIN

TVCV &

η


48

La potenza totale del modulo a ciclo combinato è:

Potenza turbina a gas 255.000 kW

Potenza turbina a vapore 127.690 kW

Potenza totale 382.700 kW Il rendimento del ciclo combinato è:

%2,5723

, ==QPTOT

combinatocicloη


49


50

Esercitazione 5

Ciclo combinato multi-shaft con 2 turbine a gas GE MS9001FA

Il modulo a ciclo combinato in esame è costituito da due turbine a gas GE MS9001FA, due GVR uguali a tre livelli di pressione, una turbina a vapore. Utilizzando i dati di progetto (indicati nella figura seguente) calcolare:

• la potenza generata da ogni turbogas e il rendimento del ciclo Brayton • la potenza assorbita da ogni GVR, il rendimento del GVR e la potenza persa al camino • la potenza generata dalla turbina a vapore e il rendimento del ciclo Rankine • il rendimento totale del ciclo combinato


51

Pressione bar

Temperatura °C

Portata t/h

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

6’ 14 50.500 6’’ 22

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

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

Risoluzione Ciclo a gas


52

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

barpCT

013,115

1

1

=°=

s

kgFUMIm

CT

1,656

4,6044

=

°=

& MWQQIN 7,69023 == &&

Si ricava la portata di combustibile s

kgPCI

Qm

GNGN 67,1423 ==

&& (essendo

kgkJPCIGN 073.47= ).

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

( )∫ ⋅⋅=4

1

41

T

TpFUMIFUMI dTTcmQ & 7

( ) MWCCkg

kJs

kgQ 6,434154,604124,11,65641 =°−⋅°

⋅≅&

7

78,14 11)10054,29378,0()( ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ +⋅⋅+= −

λTTc pFUMI dove

GN

GNFUMI

GN

ARIA

mmm

mm −

==λ


53

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

MWQQP 1,2564123 =−= &&

%1,3723

==QP

TG &η


54

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

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

Portata

t/h Pressione

bar Temperatura

°C Entalpia kcal/kg

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

La potenza sviluppata dalla turbina a vapore risulta quindi:

PTV =[566,4·(828-752)+617,8·(847-588)+92,4·(732-588)]kcal/h =218.794,2·103 kcal/h = 252,1 MW

I fumi escono dal camino alla temperatura di 100°C; pertanto la potenza Q’ persa al camino di ogni GVR è pari a:

( ) MWCCkg

kJs

kgdTTCmQGVROUTT

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

,

1

=°−⋅°

⋅≅⋅= ∫&

Nel generatore di vapore i fumi cedono calore all’acqua/vapore attraverso gli scambiatori dei tre circuiti AP, MP e BP e del risurriscaldatore. La potenza termica disponibile per il ciclo Rankine è quella risultante dal bilancio dei calori entranti e uscenti dai due GVR. Per ogni GVR vale la tabella seguente: AP

Calore uscente RHf

Calore entrante RHc

Calore uscente BP

Calore uscente ECO

Calore entrante Totale

Portata 299,2 t/h 283,2 t/h 308,9 t/h 46,2 t/h 370,2 t/h Entalpia 834 kcal/kg 752 kcal/kg 847 kcal/kg 732 kcal/kg 30 kcal/kg Potenza termica 290,5 MW -247,6 MW 304,2 MW 39,3 MW -12,9 MW 373,5 MW


55

La potenza termica totale disponibile è quindi quella derivante dai due GVR:

QIN,CV = 2·373,5 MW = 747 MW Il rendimento del ciclo Rankine vale dunque:

%7,33747

1,252

,

===MWMW

QP

CVIN

TVCV &

η

Si può calcolare il rendimento di ogni GVR facendo il rapporto tra la potenza termica trasferita ai circuiti acqua-vapore e la potenza termica in entrata al GVR:

%9,856,4345,373

==MWMW

GVRη

La potenza totale del modulo a ciclo combinato multi-shaft è:

Potenza 2TG 512,2 MW

Potenza TV 252,1 MW

Potenza totale 764,3 MW Il rendimento del ciclo combinato vale:

%3,557,6902

3,764

23

=⋅

==MW

MWQPTOT

combinatocicloη


56


57


58

Esercitazione 6

CALCOLO DIRETTO DELLE PRESTAZIONI DI UN MODULO A CICLO COMBINATO

1. OGGETTO

Vengono descritte le funzioni di un sistema automatico di Controllo Prestazioni ed Esercizio Economico per un impianto a ciclo combinato. Il sistema, basandosi sulle misure presenti in linea, procede periodicamente al calcolo diretto del Consumo Specifico Netto dell’impianto (CScc) ed al confronto con il valore ottimale. Inoltre vengono effettuati i calcoli del Consumo Specifico Lordo del Turbogas (TG), del Rendimento del Generatore di Vapore (GVR) e del Consumo Specifico del gruppo Turbina a Vapore (TV) e Condensatore (CD). I calcoli di prestazione sono descritti per Unità e, all’interno di questa, per ciascun componente. La descrizione è quindi modulare e pertanto quella relativa a sistemi più complessi (es. con 2 TG e 2 GVR) risulta come ovvia estensione di quanto riportato. I valori effettivi ottenuti sono confrontati con i valori ottimali, ricavati, in via preferenziale, dai collaudi e dalle prove di esercizio (assunti come “istanti zero” del monitoraggio, in quanto momenti di verifica delle garanzie) o, in mancanza dei dati di collaudo, dai dati di progetto e di garanzia.

1.1 ACRONIMI AP (HP) Alta Pressione (High Pressure) GVR(HRSG) Generatore di Vapore a Recupero BP (LP) Bassa Pressione (Low Pressure) MP (IP) Media Pressione (Intermediate Pressure) CCT Carico Controllo Temperature PCI (LHV) Potere Calorifico Inferiore (Low Heating

Value) CD Condensatore PIMS Plant Information Management System CMT Carico Minimo Tecnico RH Risurriscaldatore CMTA Carico Minimo Tecnico Ambientale RTDB Real Time Data Base CNC Carico Nominale Continuo SH Surriscaldatore CC Ciclo Combinato TG (GT) Turbina a Gas (Gas Turbine) ECO Economizzatore TV (ST) Turbina a Vapore (Steam Turbine) EVA Evaporatore

1.2 DOCUMENTI DI RIFERIMENTO Standards [A1] ASME PTC 4.4 “Gas Turbine HRSG” 1981 [A2] ASME PTC 22 - 1985 “Gas turbine Power Plants” [A3] ISO 2314 “Gas Turbine Acceptance Test” 1973 [A4] ASME PTC 6 “Procedures for Routine Performance Test of Steam Turbines” 1982 [A5] ASME PTC 12.2 “Code on Condensing Apparatus” 1983 [A7] HEI “Standards for Steam Surface Condensers” 7

th Edition


59

2. ARCHITETTURA

2.1 ARCHITETTURA HW

Architettura HW

L’architettura di riferimento prevede che i Calcoli di Prestazione siano inseriti in un Calcolatore di Processo che prelevi i dati da DCS (Distributed Control System) o direttamente dal campo e svolga le funzioni in oggetto. Tale Calcolatore può essere connesso sia al loop principale del DCS di impianto oppure ricevere i valori direttamente da altri Calcolatori (usati come interfaccia operatore) oppure dal DCS/Sistema di Supervisione. L’acquisizione dati da campo può essere diretta attraverso il loop del sistema di controllo, oppure tramite un Calcolatore utilizzato come Stazione Operatore che già acquisisca i dati in questione.


60

2.2 ARCHITETTURA GENERALE DEL SW

Architettura SW La figura mostra come è organizzato il SW di calcolo. Il fulcro è il Real Time Data Base (RTDB) ovvero la base dati dove vengono immagazzinati i valori dei dati da campo, dei risultati di calcolo e dal quale attingono mimici, trend, archivi (Playback). Il RTDB fornisce il valore attuale delle Tag richiamate dalle Calcolate, secondo le caratteristiche temporali definite per ogni Calcolata, e da queste ne riceve i risultati sotto forma di nuove Tag. A questo punto le nuove Tag sono trattabili come tutte le altre grandezze del Calcolatore e quindi accessibili per essere sottoposte a controllo di allarme, visualizzazione, archiviazione, esportazione, ecc.


61

2.3 DATA BASE Il sistema prevede diversi Database: • il DB delle Tag, che si compone di 3 tipi di Tag:

• Tag da campo • Tag Calcolate ottenute per filtraggio da Tag da campo oppure indici di prestazioni • Tag da Operatore

• il DB delle Calcolate, che contiene le regole di attivazione e i nomi dei file • il DB dei Gruppi, che definisce i Gruppi Real-Time di supporto ai Trend e i Gruppi Storici di

supporto all’archiviazione su lungo periodo • il DB dei Report, del Menu, dei Nodi di Sistema, ecc. Un DB viene attivato attraverso un’operazione di Build on-line oppure off-line (quest’ultimo necessario per il DB delle Tag). Per visualizzare il valore di tutte le Tag in un certo istante, ovvero fare una fotografia del Real Time Data Base, si può ricorrere al menu Operazioni/Sommario Punti. All’interno del Sommario Punti si può anche fare una Selezione (Menu View ovvero Vista) delle Tag visualizzate per:

Nome Tipo Stato ….

Per mezzo dell’icona di Floppy Disk si possono poi salvare i dati in formato testo su file.


62

• 2.4 SUDDIVISIONE DEI CALCOLI E LORO ATTIVAZIONE La struttura di calcolo si basa essenzialmente su un insieme di file di Calcolate. Le Calcolate sono file in formato ASCII che permettono di effettuare dei calcoli sui valori da campo, tramite una semplice sintassi, in modo da ottenere nuove Tag. Per i Calcoli di Prestazione non sono sufficienti le Calcolate standard, ma sono necessarie anche delle librerie di Macro. L’attivazione dei vari file avviene con una pre-definita periodicità e sequenza individuata dai seguenti parametri temporali: • Frequenza di Calcolo

(definisce il tempo di ciclo dei calcoli ossia il periodo tra due successive scritture dei risultati in RTDB)

• Frequenza di Campionamento (definisce il tempo di acquisizione degli ingressi allo scopo di eseguire calcoli temporali quali le medie)

• Offset (definisce un tempo di ritardo da applicare all’istante individuato dalla frequenza di calcolo allo scopo di consentire le sequenza di esecuzione, e quindi di priorità, nell’esecuzione dei moduli di calcolo)

I file di Calcolate possono essere facilmente visualizzati e modificati. Se non ci sono errori, dopo pochi secondi la Calcolata modificata entra in esecuzione. Esistono 3 tipologie principali di moduli di calcolo: • Calcolate di Filtro: servono per il trattamento dati di ingresso • Calcolate Miscellanee: hanno lo scopo di eseguire calcoli in comune tra più componenti (es.

stima portata RH, calcolo portata fumi, ecc.) • Calcolate di Prestazioni: sono di Impianto (gestione combustibile), di Unità e di singolo

componente


63

• 2.5 STRUTTURA DEI SINOTTICI I sinottici riportano in generale uno schema impiantistico di visualizzazione del componente, tabelle con i risultati maggiormente significativi e i dati di confronto, ed eventualmente trend dei risultati principali (consumi specifici, potenza, rendimenti). Intestazione Riporta le seguenti informazioni:

• l’oggetto del sinottico come unità ed eventualmente la sezione di impianto • la potenza netta generata dall’unità (MW) • le condizioni operative dell’unità: stato (regime o variabile), assetto (rispetto al CMT) • il tempo (ora attuale e frequenza di aggiornamento) • i tasti di accesso alle funzionalità di cambio pagina

Schema di Impianto

• Visualizzazione dello schema impiantistico con valori acquisiti e calcolati • Bottoni attivi per accesso ad ulteriori informazioni tramite finestre di pop-up

Tabella degli Scostamenti

• Tabella con i principali parametri non-controllabili (ambientali), in valore attuale, ottimale e scostamento indotto sul parametro significativo di performance (consumo specifico o rendimento a seconda della sezione di impianto considerata) in termini assoluti e percentuali

• Tabella con i principali parametri controllabili, in valore attuale, ottimale e scostamento indotto sul parametro significativo di performance (consumo specifico o rendimento a seconda della sezione di impianto considerata) in termini di percentuale in valore numerico e grafico (barra di livello rossa o verde a seconda che la variazione induca uno svantaggio o un vantaggio rispetto alla condizione ottimale)

• Bottoni attivi per l’accesso ai grafici di trend nel tempo dei parametri non-controllabili e controllabili

Grafico delle variabili di prestazione

• Evoluzione su un intervallo di tempo di 8 ore per il consumo specifico effettivo e ottimale e la potenza lorda nel caso di turbogas e turbina a vapore e il rendimento effettivo e ottimale e il calore entrante nel caso del generatore di vapore

Sommario

• Tabella con le principali variabili di prestazione applicabili alla sezione considerata, in valore attuale e ottimale e lo scostamento assoluto del valore attuale dal valore ottimale

• Indicazione della differenza del costo orario rispetto al funzionamento ottimale • Bottoni attivi per l’accesso ai grafici di trend nel tempo dei dati riportati nel sommario e per

l’attivazione della funzione di reporting


64

• 2.6 ARCHIVIAZIONE E TREND La funzione di archiviazione storica consiste nella possibilità di memorizzare su supporto magnetico e rielaborare successivamente il valore di gruppi di variabili, acquisiti su variazione (Playback) e/o campionati a varie frequenze (Gruppi). Queste funzioni vengono sfruttate dalla funzione Calcoli di Prestazione. Le funzioni in questione sono brevemente descritte nel seguito. Archiviazione di Playback La funzione è basata sul meccanismo di "Exception", cioè tutte le variabili di data base sono archiviate tutte le volte che subiscono una variazione significativa, su un buffer circolare che permette di disporre di una storia a medio termine per tutti i punti. Un ulteriore algoritmo di compressione (se attivato in fase di configurazione) permette poi di minimizzare lo spazio occupato su disco e di disporre di una storia più estesa dell'impianto. Nonostante che il Playback non abbia una frequenza di archiviazione, ma registri le variazioni, in fase di visualizzazione può essere scandito ad intervalli fissi in quanto interpola i valori. Ogni 24 ore il buffer viene salvato su disco, così da poter disporre di una storia permanente dell'impianto per una durata che dipende dall’Hard Disk, dalla configurazione, del numero di Tag e dalla dinamica dei segnali. I files di playback possono poi essere trasferiti da disco fisso su DVD per una loro archiviazione a lungo termine. Questa funzione è la base per tutte le funzioni di archiviazione successive. Il Playback è accessibile tramite pagine grafiche comprendenti trend o caselle numeriche. Le pagine in questione sono standard, ma vanno definiti i Gruppi Real-Time (vedi paragrafo seguente) ad essi associati. Questi possono essere anche configurati facilmente dall’utente in caso di necessità (si tratta in sostanza di implementare delle liste di Tag) ed è possibile esaminare dati anche preesistenti alla creazione del gruppo, purchè archiviati nei playback disponibili (al contrario dei gruppi storici che iniziano a registrare solo dal momento in cui sono stati costruiti). I Calcoli di Prestazioni prevedono di default una certa configurazione (10 giorni) di Playback, che può essere modificata in accordo alle esigenze specifiche. Archiviazione su Gruppi La funzione viene realizzata suddividendo in gruppi le Tag che si vogliono archiviare in questo modo. Generalmente la suddivisione è per aree funzionali ed ogni gruppo storico contiene dati analogici e/o digitali, ed ha una propria frequenza di archiviazione (tipicamente con periodo di campionamento orario). Ogni gruppo deve avere caratteristiche omogenee, ovvero di tipologia di punto (valore istantaneo oppure media, oppure max, ecc.) e di frequenza di archiviazione. Esistono anche Gruppi Real Time, utilizzati per visualizzare trend e/o liste di valori real-time, che si appoggiano direttamente sui dati di Playback, senza un vero proprio archivio dedicato. I dati di ciascun gruppo sono mantenuti in un file circolare su disco dimensionato per contenere più mesi di campionamenti. Quando lo spazio relativo é esaurito, la registrazione continua cancellando i dati più vecchi, ma i dati possono comunque essere trasferiti su CD per archiviazione su lungo termine. In ogni caso i dati sono disponibili per le stampe su richiesta (periodiche se riversati su report). Un’eventuale modifica di assegnazione delle variabili ai gruppi consiste nell’aprire il file ASCII dove sono definte le Tag, cambiare i nomi, e di “ricompilare” il file. Il calcolo di Prestazioni di default prevede un certo numero di Gruppi Real-time predefiniti per la visualizzazione di dettaglio dei Trend.


65

• 2.7 REPORT

Report

Come standard, il sistema prevede dei Report sul Sommario Unità e componenti, attivabili da utente tramite tasto dedicato. I Report, in formato Excel, comprendono i dati attuali (da Playback) delle principali variabili di ingresso da campo e le uscite di Sommario. Le variabili e la struttura del Report sono inseriti nella directory Config\Reports, mentre i Report prodotti compaiono nella directory Reports.


66

3. FUNZIONI GENERALI

3.1 VERIFICA DELLE CONDIZIONI IMPIANTISTICHE Quando il modulo Calcolo di Performance è attivo. le diverse operazioni di calcolo vengono realizzate in maniera automatica secondo la sequenza temporale identificata dai parametri di frequenza e offset prestabiliti. Tuttavia, anche se i calcoli sono continuamente eseguiti, in taluni momenti del ciclo produttivo dell’impianto i risultati degli stessi possono essere più o meno significativi e/o affidabili. In entrambi i casi è comunque desiderabile mettere in relazione il risultato di performance con la condizione di impianto che lo ha generato. A tale scopo vengono calcolati alcuni indici fondamentali dello stato dell’impianto che vengono usati per identificare la significatività dei risultati dei calcoli di prestazione. Gli indici definiti sono i seguenti: • Verifica Assetto Normale • Verifica Condizione di Regime

Barra di Stato

3.1.1 Assetto Normale Quando l’impianto si trova ad operare in condizioni diverse dal normale esercizio quali ad esempio, Start-up, Shut-down, carico minore del Carico Minimo, i Calcoli di Prestazione risultano scarsamente significativi ed è necessario che questo sia opportunamente reso evidente. Per stabilire se l’impianto sta operando in una condizione di funzionamento significativa ai fini del monitoraggio delle prestazioni, si calcola un flag di ASSETTO controllando una condizione di assetto attuale. Ad esempio, per il turbogas viene verificato che la potenza lorda sia superiore al valore di minimo tecnico:

Potenza Elettrica Turbogas > “valore carico minimo tecnico” [MW ] in accordo con la definizione di CMT. Se questa condizione è verificata, la flag di assetto assume la dicitura >CMT e i risultati dei calcoli sono considerati attendibili. Altrimenti, la flag di assetto assume la dicitura <CMT e i risultati dei calcoli sono definiti “bad” (non attendibili). Analogamente è definita una condizione di assetto per la turbina a vapore. La condizione di assetto per il GVR è indotta dalla condizione di assetto del turbogas e la condizione di assetto per il condensatore è indotta dalla condizione di assetto della turbina a vapore. La condizione di assetto dell’intero ciclo combinato è dato dalla combinazione delle precedenti condizioni di assetto.


67

3.1.2 Condizione di Regime La condizione di regime dell’impianto è definita dalla costanza nel tempo delle grandezze misurate e quindi dalla chiusura dei bilanci di massa ed energia in ogni istante. In transitorio, invece, i bilanci risultano aperti e, poichè su questi si basano gli indici di prestazione (nella condizione di impianto a regime), eventuali calcoli in transitorio dovrebbero, in linea di principio, essere considerati inaffidabili. In pratica, sia perchè le variazioni non sono mai estremamente rapide (ne risulterebbero stress inaccettabili per l’impianto) e sia perchè il filtraggio temporale dei dati di ingresso attenua l’impatto di un transitorio, i calcoli vengono comunque eseguiti. Tuttavia è importante che le prestazioni durante il transitorio possano essere opportunamente individuate e a tale scopo viene calcolato un flag di STATO sulla base delle seguenti misure:

• Carico elettrico di TG • Carico elettrico di TV • Temperatura e Pressione all’Ammissione del turbogas (valori ambientali) • Portata combustibile • Portata vapore e/o acqua alimento

Se la Deviazione Standard dei parametri di cui sopra, calcolati nel Periodo di Calcolo, è al di sopra di una banda del 5% rispetto al valor medio (lo span per i valori a media sostanzialmente nulla), allora il flag di stato assume la dicitura VARIABILE e i risultati dei calcoli sono considerati passibili di inattendibilità e devono essere attentamente riconsiderati in caso di analisi off-line. Altrimenti, la flag di stato assume la dicitura REGIME e i risultati dei calcoli sono considerati attendibili.


68

3.2 STATO MISURE

Stato delle Misure Per semplificare l’analisi di situazione anomale, spesso determinate da misure in bad o fuori range, il sistema prevede delle pagine, suddivise tra comuni di impianto, di Unità e per singolo componente, dedicate alla visualizzazione dei dati di misura di ingresso e dei rispettivi dati mediati/ convertiti. Questa pagina, richiamabile dal Menu ad albero oppure dal Pop-Up inserito nello Schema Impianto di Unità, può essere inoltre utilizzata per forzare qualche ingresso nel caso in cui il relativo trasmettitore è fuori servizio.


69

3.3 POP-UP DI SELEZIONE

Selezione valore da pop-up di comando

Stazione non abilitata al Controllo Clickare sul dato col tasto destro del mouse Selezionare “Parametri Operativi” Opzione “Write” Inserire il nuovo dato e premere OK

Stazione abilitata al Controllo Clickare sul dato col tasto destro del mouse Selezionare “Controllo” Nel Pop-up che appare selezionare SP Scrivere il nuovo valore nella finestra


70

4. FUNZIONI PER UNITA’/ COMPONENTE

4.1 CICLO COMBINATO

Sinottico di Unità 1 – Schema di Processo Riporta i valori mediati di combustibile e potenze prodotte e, nel caso di cogenerazione, anche il vapore esportato. Le aree sono sensibili e conducono al componente prescelto. 2 – Stato Misure Si accede alle pagine in cui sono riportati la descrizione della misura, il suo valore da campo e il suo valore mediato.


71

3 – Flussi Energetici Sono riportati (ved. figura) i valori di potenza termica in ingresso e in uscita, evidenziando le varie cause principali di perdita. I valori in MW sono dinamici e cambiano ad ogni ricalcolo.

Diagramma dei Flussi Energetici del Ciclo Combinato

4 – Trend Riporta su una scala di 8 ore i valori di:

• potenza • consumo specifico CS effettivo • consumo specifico CS ottimale


72

5 – Calcolo del CS Riferimento

Prospetto Consumo Specifico di Riferimento

Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico del CS di Riferimento. Tale calcolo richiede il calcolo della Potenza Corretta (vedi Cap. 5), quindi il quadro mostra la potenza misurata a cui sono algebricamente sommate le correzioni (Cause Esterne) per riportare il valore in condizioni ISO. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale. Con la Potenza Corretta si entra nella Curva di Consumo Specifico dell’Unità e si calcola il valore del CS Riferimento, ovvero del CS in condizioni ISO, evidenziando la correzione rispetto al CS Nominale (ovvero al 100% del carico). Il valore di CS Riferimento viene quindi riportato sulla pagina principale per le successive elaborazioni.


73

6 – Calcolo Potenza Ottimale

Prospetto Potenza Ottimale

Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico della Potenza Ottimale. Il dato di partenza è il Consumo di Calore Corretto (la correzione di tale consumo di calore non è evidenziata sul mimico per semplicità, ma è effettuata nel codice in ottemperanza a quanto descritto nel par. 5). A partire da questo dato si entra nella curva che mette in relazione il consumo di calore con la potenza prodotta e che quindi fornisce la Potenza di Riferimento in condizioni ISO. Il valore di Potenza Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente alla Potenza di Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione della Potenza. La Potenza Ottimale così ottenuta rappresenta la potenza massima ottenibile nelle condizioni assegnate dato il consumo attuale. 7 – Calcolo del CS Ottimale Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento. Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di CS. Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni.


74

8 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili) Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita con la barra di color rosso. Nel caso dell’Unità i valori che sono presi in considerazione sono i rendimenti dei componenti fondamentali (turbogas, GVR e turbina a vapore) confrontati con i valori ottimali. L’effetto dello scostamento è quindi riportato all’Unità tramite la teoria dei coefficienti di riporto (par. 5). Sono inoltre riportate altre cause non direttamente riconducibili ai componenti principali (di regola il consumo degli ausiliari). La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegabili nell’ambito delle cause considerate nell’analisi. 9 – Sommario Il Sommario riporta le principali grandezze di Unità, ovvero il Consumo Specifico Netto Effettivo e Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Netto (η = 860/CS) messe a confronto con i rispettivi valori Ottimali. Il Consumo Specifico Atteso è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause interne; quindi la differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto degli Scostamenti per Cause Interne.


75

4.2 TURBOGAS

Sinottico Prestazioni Turbogas 1 – Schema di Processo Riporta i valori principali del componente. In particolare sono riportati i dati del combustibile e dell’aria in ingresso, le condizioni del fluido motore nei vari stadi (ingresso compressore, uscita compressore, ingresso turbina e scarico), le potenze lorde e nette. Non tutte le grandezze riportate sono misurate. In particolare sono ottenute da calcolo la portata aria e/o fumi (si veda Analisi Fumi) e la Temperatura Ingresso in Turbina (TIT). Quest’ultima è calcolata dall’entalpia in ingresso alla turbina . Per ricavare quest’ultima si utilizza una Macro di Libreria che effettua un bilancio energetico attorno alla turbina:

Mg (Hin - Hout) = Pmech + Pcompr dove: Mg = portata fumi

Pmech = potenza elettrica lorda misurata + perdite elettriche e meccaniche (stima) Pcompr = potenza assorbita dal compressore (portata aria∗differenza entalpia aria) Hout = entalpia di scarico dei fumi

Da tale bilancio si ottiene Hin che è funzione della TIT e della composizione fumi (nota), e quindi si ottiene la TIT invertendo le Tavole dei Gas.


76

2 – Parametri Combustibile In generale la pagina che permette la gestione del Combustibile è posta come richiamo del Turbogas. Il pop-up dei parametri combustibile consente di visualizzare sia dati provenienti dal campo, raggruppati nella colonna Cromatografo, sia valori inseribili dall’operatore, sotto la colonna Analisi. L’uso del valore impostato o del valore calcolato, in caso di indisponibilità del valore da gas-cromatografo, è selezionabile mediante il relativo selettore di indisponibilità. Nel pop-up sono anche riportati il valore di costo del combustibile da utilizzare per monetizzare lo scostamento dei consumi specifici e la data di inserimento. Si può anche inserire, se disponibile, una stima basata su metodi alternativi (es. densimetro).

Parametri Combustibile


77

3 – Curva Espansione La Curva di Espansione rappresenta il ciclo termodinamico su un diagramma Entalpia-Entropia ed è l’equivalente del Diagramma di Mollier per il Turbogas. La rappresentazione ha scopo essenzialmente concettuale in quanto mostra in modo evidente il significato dei Rendimenti Isoentropici del Compressore e della Turbina.

Ciclo Termodinamico del Turbogas

ηcomp=100*ΔH12s/ΔH12 ηturb=100*ΔH34/ΔH34s

Rendimento Isoentropico del Compressore Vale la formula di carattere generale:

Eta = 100 * (Hout_isentropico - Hin)/(Hout - Hin)

Usando le funzioni termodinamiche dell’aria umida di Libreria il calcolo funziona come segue: Calcolo l'umidità specifica X (kg vap/kg aria secca) dalle condizioni ambientali Patm, Tatm,

Umidità relativa % Calcolo Hin come funzione di T ingresso compressore e di X Calcolo Sin (entropia) come funzione di T ingresso compressore, P ingresso compressore e di X Calcolo Tout_isentropico uscita come funzione di Sin, Pout e X Calcolo Hout_isentropico come funzione di Tout_isentropico e di X Calcolo Hout come funzione di Tout e di X Uso la definizione Tutti i conti sono raccolti in una Macro di Libreria che dati Pin, Pout, Tin, Tout, X calcola il rendimento.


78

Rendimento Isoentropico della Turbina Il rendimento isoentropico di turbina è:

Eta = 100 * (Hin - Hout) / (Hin -Hout_isentropico)

Nel caso della Turbina a Gas, deve essere calcolata (con bilancio energetico) la temperatura ingresso Turbina e deve essere nota la composizione dei fumi. Note queste si procede al calcolo sulla falsariga: Calcolo Hin come funzione di T ingresso e composizione fumi Calcolo Sin (entropia) come funzione di T ingresso compressore, P ingresso compressore e

composizione fumi Calcolo Tout_isentropico uscita come funzione di Sin, Pout e composizione fumi Calcolo Hout_isentropico come funzione di Tout_isentropico e composizione fumi Calcolo Hout come funzione di Tout e composizione fumi Uso la definizione 4 – Flussi Energetici

Flussi Energetici Turbogas

Sono riportati i valori di potenza termica in ingresso e in uscita, evidenziando le varie cause principali di perdita. Nella finestra vengono evidenziati anche i valori di potenza meccanica assorbita dal compressore ed erogata dalla turbina, ed anche un errore di bilancio che indica quanto questo si “chiuda” correttamente.


79

5 – Analisi Fumi E’ una pagina di confronto tra dati di emissione e di bilancio, volta a stabilire la correttezza della portata fumi ed evidenziare scostamenti significativi tra l’analisi inserita e quanto realmente bruciato. Nella pagina sono presenti 3 differenti valori di portata fumi: • Misura diretta • Emissioni (O2+composizione combustibile) • Bilancio (ISO 2314)

Analisi Fumi

L’operatore può selezionare su Misura oppure su Ossigeno (Selettore 1), e quindi decidere se per i calcoli successivi usare il valore desunto dalle Emissioni o da Bilancio (Selettore 2).

Portata Fumi da Emissioni 1. calcolo valori % di C, H, S, O, N nel combustibile; 2. calcolo rapporto Mast portata aria/portata combustibile in condizioni stechiometriche; 3. calcolo portata fumi stechiometrici secchi Mgst, considerando che nella composizione secca

sono presenti solo N2 e CO

2;

4. calcolo eccesso d’aria secca con la formula K*O2/(21-O

2) dove K è un coefficiente che

dipende dai pesi molecolari (prossimo a 1) 5. calcolo dell’aria secca per kg di combustibile Ma’ = Eccesso * Mgst + Mast;


80

6. calcolo aria Ma = Ma’ * Mf *(1+X) essendo Mf la portata combustibile e X l’umidità specifica;

7. calcolo portata fumi Mg = Ma + Mf Rispetto alla sequenza indicata i calcoli sono organizzati in modo leggermente diverso, ovvero calcolando la CO

2 nei fumi e con la conoscenza di questa la portata fumi, in modo da sfruttare

l’eventuale misura CO2.

Portata Fumi da Bilancio Energetico sul Turbogas (ISO 2314)

Qadexc = Madexc[Had(Tfg) – Had(Ta)]

Tfg = temp. fumi Ta = temp. ing. compr. Madexc = Ma/(1+X)-μ·Mf μ = rapporto aria/comb.stech.

Qma = Mma[Hma(Tfg)–Hma(Ta)]

Mma = X*Ma/(1+X)) portata di vapor acqueo X = umidità specifica

Qacomb = (1+ μ) Mf Hfgd(Tfg) - μ Mf Had(Ta)

Hfgd = entalpia fumi umidi per combustione stechiometrica in aria secca

Qf = ηcc Mf PCI + Mf Cp Tf

PCI = potere calorifico inferiore, ηcc = rendimento combustione

Qmech = P + Mechanical losses + Electrical losses

Il Bilancio energetico della Turbina a Gas impone che sia Qf = Qmech +Qadexc + Qma + Qacomb Definita l’entalpia dell’aria umida come Ha (T) = [Had(T) + X Hma(T)]/(1+X), si ha:

Ma = (Qf - Qmech – Qchem)/ (Ha(Tfg) – Ha(Ta))

Qchem = (1+μ) Mf Hfgd(Tfg) - μ Mf Had(Tfg) variaz. di energia dovuta a diversa composizione.


81

6 - Manutenzione Straordinaria

Invecchiamento

La figura mostra l’effetto dell’invecchiamento come funzione delle ore di fiamma (equivalenti) e l’impatto dei trattamenti ordinari (lavaggi on-line e off-line) e straordinari. Il sistema di Calcolo Prestazioni non è in grado di seguire l’andamento dovuto alle manutenzioni ordinarie, ma implementa le curve di perdita media, che sono fornite per il Turbogas dal costruttore e sono funzione, oltre che delle ore di fiamma, anche del numero di Manutenzione Straordinaria alla quale si riferiscono. L’effetto è poi trasferito al ciclo combinato attraverso la teoria dei Coefficienti di Riporto. Le curve in questione ripartono sempre da zero (sia come ascissa e sia come ordinata) in quanto l’offset dipende dal valore raggiunto prima dell’intervento. Quindi, nel caso di Manutenzione Straordinaria, l’operatore deve aprire l’apposito pop-up ed inserire il numero progressivo di manutenzione effettuato. Il sistema a questo punto memorizzerà gli attuali valori di ore di fiamma e di degrado, sconterà al degrado stesso il recupero dovuto alla manutenzione e passerà quindi ad utilizzare le nuove curve. 7 – Trend Riporta su una scala di 8 ore i valori di potenza, CS effettivo e CS ottimale.


82

8 – Calcolo del CS Riferimento Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico del CS di Riferimento. Tale calcolo richiede il calcolo della Potenza Corretta (ved. Cap. 5); quindi il quadro mostra la potenza misurata a cui sono algebricamente sommate le correzioni (Cause Esterne) per riportare il valore in condizioni ISO. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale. Con la Potenza Corretta si entra nella Curva di Consumo Specifico dell’Unità e si calcola il valore del CS Riferimento, ovvero del CS in condizioni ISO, evidenziando la correzione rispetto al CS Nominale (ovvero al 100% del carico). Il valore di CS Riferimento viene quindi riportato sulla pagina principale per le successive elaborazioni.

Prospetto Consumo Specifico di Riferimento


83

9 – Calcolo Potenza Ottimale

Prospetto Potenza Ottimale

Premendo sul tasto in questione tramite mouse, appare il prospetto di dettaglio del calcolo dinamico della Potenza Ottimale. Il dato di partenza è il Consumo di Calore Corretto (la correzione di tale consumo di calore non è evidenziata sul mimico per semplicità, ma è effettuata nel codice in ottemperanza a quanto descritto nel par. 5). A partire da questo dato si entra nella curva che mette in relazione il consumo di calore con la potenza prodotta e che quindi fornisce la Potenza di Riferimento in condizioni ISO. Il valore di Potenza Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente alla Potenza di Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione della Potenza. La Potenza Ottimale così ottenuta rappresenta la potenza massima ottenibile nelle condizioni assegnate dato il consumo attuale. 10 – Calcolo del CS Ottimale Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento calcolato nel relativo prospetto. Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di CS. Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni.


84

11 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili) Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita con la barra di color rosso. La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati. Tra queste cause compaiono anche il rendimento compressore e turbina (il cui calcolo del valore attuale è già stato esaminato) ed il rapporto di compressione. L’effetto dei suddetti parametri sul Consumo Specifico viene valutato con le seguenti formule:

Rendimento Compressore Rendimento turbina Rapporto Compressione

C

C

TGTG

CCS CSP

PCF

ηηΔ

⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⋅−=

111

T

T

TG

TCS P

PCFηηΔ

⋅−= 1

( )ββΔ

⋅−⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−= 111 CS

cc

CFp

vCS

12 – Sommario Il Sommario riporta le principali grandezze di TG, ovvero il Consumo Specifico Lordo Effettivo e Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Lordo (η = 860/CS), Rendimenti di Compressore e Turbina (vedi Curva Espansione) e Rapporto Compressione, messe a confronto con i rispettivi valori Ottimali. Il Consumo Specifico Atteso (ovvero indiretto) è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause interne e quindi la differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto degli Scostamenti per Cause Interne.


85

4.3 GENERATORE DI VAPORE A RECUPERO

Sinottico Prestazioni GVR 1 – Schema di Processo Riporta i valori mediati di ingresso da TG (eventualmente combustibile se il GVR è dotato di post-combustione), fumi al camino e i parametri (pressione, temperatura e portata) del fluido acqua/vapore alla superficie di controllo tra GVR e Turbina a Vapore. Nel caso di cogenerazione viene visualizzato il vapore esportato oppure il riscaldamento del gas. La rappresentazione serve anche a monitorare i flussi principali che contribuiscono al calcolo del Rendimento Diretto che è dato dal rapporto tra calore ceduto all’acqua/vapore e calore entrante con i fumi. 2 – Analisi Fumi E’ lo stesso pop-up del TG, in assenza di Post-Combustione. Altrimenti questo pop-up riporta le condizioni al camino mentre quello del TG le condizioni di uscita del TG stesso.


86

3 – Flussi Energetici I flussi servono oltre a dare un’idea delle perdite, e a monitorare come si ottiene il Rendimento Indiretto, che è proprio il calore uscente dal GVR calcolato per differenza tra l’ingresso e le perdite misurate e/o stimate.

Flussi Energetici GVR


87

4 – Calcolo Rendimento

Selezione portate di vapore/tipo rendimento Questo prospetto permette di verificare le misure di portata con la possibilità di selezionare le misure di vapore o i valori calcolati delle stesse in funzione delle sole misure di acqua (più affidabili nel caso di bassi carichi) tramite i selettori (uno per ogni misura) indicati in 1. Il selettore 2 consente di selezionare tra Rendimento Diretto e Indiretto non solo come dato del componente, ma anche come ingresso dei successivi calcoli (incluso calore fornito alla Turbina a Vapore), che quindi, nel caso di selezione di INDIRETTO, verrà calcolato come

QTV

= ηGRV_ind

Qfumi_TG

– Qexp dove Qexp è il calore esportato (per cogenerazione o preriscaldo combustibile). 5 – Trend Riporta su una scala di 8 ore i valori di Rendimento Diretto, Indiretto, Ottimale e di calore entrante (il carico termico delle caldaie tradizionali).


88

6 – Calcolo del Rendimento Ottimale

Tipica Matrice delle Correzioni per GVR

Il dato di partenza è il Rendimento di Riferimento, che è il valore (costante) desunto dalle condizioni di riferimento delle curve di correzione GVR. Il valore di Rendimento Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al Rendimento di Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni, ovvero indotti dal Turbogas per la sola variazione di carico e/o temperatura ambiente, desunte dalle Curve di Correzione. Per ogni correzione sono riportati il valore ottimale della variabile (es. la temperatura di uscita fumi dichiarata dal fornitore del Turbogas per il determinato valore di carico e temperatura ambiente), il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento. Il valore ottenuto è il miglior rendimento realizzabile nelle attuali condizioni. 7 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili) Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita con la barra di color rosso. La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati. 8 - Sommario Oltre ai Rendimenti Diretto, Indiretto e Atteso, nel sommario del GVR, compaiono anche calore entrante come fumi dal TG (riferimento 0ºC) e calore ceduto al TV.


89

4.4 TURBINA / CICLO A VAPORE

Sinottico Prestazioni Turbina a Vapore 1 – Schema di Processo Riporta il valore di pressione, temperatura e portata in ingresso ed uscita stadi di turbina e la potenza lorda e netta generata. Inoltre riporta anche il titolo del vapore in uscita dallo stadio BP. Il calcolo del titolo X si basa sui seguenti passi:

1. Calcolo Potenza meccanica stadio di AP e MP P

AP = M

APinH

APin – M

APoutH

APout – leakage

AP

PMP

= MMPin

HMPin

– MMPout

HMPout

– leakageMP

2. Calcolo Potenza stadio BP da bilancio su TV

PBP

= P + perdite meccaniche/elettriche – PAP

– PMP

3. Calcolo Potenza Termica uscita BP: Q

BPout = MBPinHBPin – PBP – leakageBP

4. Calcolo Entalpia di uscita: HBPout

= QBPout

/(MBP

– leakageBP

) dove M

BP portata BP (da bilancio di massa)

5. Calcolo del Titolo: X = 100*(HBPout

– Hw)/(Hs – Hw) dove Hw, Hs sono l’entalpia di acqua e vapor saturo


90

2 – Analisi Leakage

Analisi dei Leakage

Il prospetto rappresenta i valori delle sfuggite in termini di portate ed entalpie. Questi calcoli sono utili per stabilire, in modo più corretto, portate ed entalpie nei vari stadi (vedi calcolo Titolo del vapore) e quindi migliorare la precisione dei risultati. Per le entalpie si cerca di legare l’entalpia delle sfuggite alle condizioni del vapore principale. Invece per le portate, se non si hanno informazioni a sufficienza, ma si dispone di qualche bilancio, si interpolano i dati assumendo come variabile di riferimento la portata di vapore SH di AP. Quando invece sono disponibili le suddette informazioni si utilizzano le formule classiche, per le quali le sfuggite sono di 3 tipi:

Efflusso critico 1

1

vPKM =

Tipo “Martin”

1

2

2

1

2

1

1

ln

1

PPN

PP

vPKM

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=

% Portata MvaporeKM ⋅=

dove con l’indice 1 si intendono i valori a monte e con l’indice 2 i valori a valle.


91

3 – Curva di Espansione

Diagramma di Mollier dinamico

Per seguire la correttezza dell’espansione in turbina il sistema consente di visualizzare la curva di espansione nel diagramma entalpia-entropia (Diagramma di Mollier). Si individuano così sullo stesso diagramma 4 rette significative delle espansioni di AP, MP, BP e del controrecupero allo scarico, rette che vengono dinamicamente aggiornate ad ogni step di calcolo (in alcuni casi, mancando le informazioni sul controrecupero oppure non disponendo di qualche misura, il diagramma può risultare semplificato con 2 o 3 tratti soltanto). Per quanto riguarda il punto di fine espansione, l’entalpia H

BPout viene determinata sulla base del

bilancio energetico dello stadio di BP (vedi calcolo del titolo già descritto in precedenza). Oltre al diagramma di espansione attuale, è anche rappresentata la curva di espansione teorica. Questa viene determinata assumendo i valori di rendimento nominali.


92

4 – Flussi Energetici

Flussi Energetici

I Flussi energetici partono dalla potenza termica ceduta dal GVR e forniscono la suddivisione per le varie perdite. Vengono inoltre calcolati anche i singoli contributi in potenza meccanica degli stadi di turbina. 5 - Condensatore Si veda il relativo paragrafo. 6 - Trend Riporta su una scala di 8 ore i valori di potenza, CS effettivo e CS ottimale. 7 – Calcolo CS di Riferimento Il calcolo del CS di Riferimento è semplificato rispetto al caso del TG e dell’Unità perchè non si effettua le correzioni sulla potenza, ma si utilizza direttamente il valore della stessa per determinare la modifica del CS con il carico. 8 – Calcolo del CS Ottimale Il dato di partenza è il Consumo di Specifico di Riferimento calcolato nel relativo prospetto. Il valore di Consumo Specifico Ottimale è quindi calcolato sommando algebricamente al CS Riferimento tutte le correzioni in termini di Parametri Esterni desunte dalle Curve di Correzione della CS. Per ogni correzione sono riportati il valore attuale della variabile, il suo valore di


93

riferimento e l’effetto assoluto e percentuale in termini di perdita di rendimento ovvero aumento di CS. Il valore ottenuto è il miglior CS realizzabile nelle attuali condizioni. 9 – Calcolo delle Perdite per Cause Interne (Controllabili) Vengono evidenziate le correzioni dovute alle Cause Interne. Così vengono visualizzati, per ogni correzione, il valore attuale della variabile, il suo valore di riferimento e l’effetto assoluto e percentuale, evidenziando il guadagno (riduzione del CS) con la barra di color verde e la perdita con la barra di color rosso. La differenza tra l’effettivo CS e il CS ottimale corretto per queste cause (CS Atteso) sono le Altre Cause riportate nel sinottico. Queste sono sostanzialmente gli effetti non spiegati. 10 – Sommario Il Sommario riporta le principali grandezze di TV ovvero il Consumo Specifico Lordo Effettivo e Atteso, CS Lordo, Potenza e Rendimento Lordo (η = 860/CS), messe a confronto con i rispettivi valori Ottimali. Il Consumo Specifico Atteso è dato dall’Ottimale corretto anche per le cause interne e quindi la differenza con l’Ottimale stesso è data dalle Altre Cause riportate nel prospetto degli Scostamenti per Cause Interne.


94

4.5 CONDENSATORE

Condensatore

1 – Schema di Processo Lo schema di processo mostra le grandezze lato vapore a sinistra e lato acqua di circolazione a destra. La portata di acqua di circolazione è normalmente calcolata con il bilancio:

Mcirc = Q/(Hcirc_out – Hcirc_in)

ove Q è il calore ceduto all’acqua di circolazione calcolato da bilancio.


95

2 – Scostamenti Condensatore Vengono suddivise le cause in cause Esterne (normalmente la temperatura di ingresso dell’acqua di circolazione) ed Interne. Poichè la curva di correzione è fortemente non lineare, vengono calcolati contributi per causa esterna (ovvero per pressione ottimale) e complessivo desumendo quello per causa interna per differenza (ved. figura). Ovvero nel caso tipico, se CF(P) è la correzione per assegnata potenza, si avrà:

ΔCSe = CF(Pottimale

) – 1 ΔCS = CF(P

misurata) – 1

ΔCSi = ΔCS - ΔCSe dove la P

ottimale è calcolata, a parità di calore smaltito, a temperatura di acqua di circolazione

misurata, ma con portata di circolazione e coefficiente di scambio termico nominali.

Calcolo scostamenti Condensatore A questo punto calcolando la pressione P

subottimale a parità di calore smaltito, a temperatura di acqua

di circolazione misurata, con portata effettiva (calcolata) dell’acqua di circolazione e coefficiente di scambio termico nominali, si potrà anche determinare sulla stessa falsariga il contributo (interno) dovuto alla portata di acqua di circolazione:

ΔCSi’ = CF(Psubottimale

) - 1 - ΔCSe


96

3 – Sommario Condensatore Nel sommario compaiono il totale scostamento sul CS rispetto alla Pressione Ottimale e un insieme di altre grandezze di scambio termico definite come segue: Differenza di Temperatura Logaritmica LMTD (Logarithmic Mean Temperature Difference) Rappresenta la differenza di temperatura efficace per lo scambio termico, cioè per la quale vale ancora la formula:

Q = U*S*ΔTLMTD

(U=coeff.scambio, S = area) Il suo valore è dato da:

ΔTLMTD

= (Tout-Tin)/ln ((Tcond - Tin)/(Tcond-Tout)) Il logaritmo si giustifica a causa dell’andamento di temperatura dell’acqua che è di tipo esponenziale. In generale una variazione ad aumentare implica una maggiore difficoltà di scambio. Differenza di Temperatura Terminale TTD Il (Terminal Temperature Difference) è la differenza di temperatura tra acqua in uscita e condensato in uscita, ovvero trascurando il sottoraffreddamento:

TTD = Tcond – Tout In generale una variazione ad aumentare implica una maggiore difficoltà di scambio. Fattore di Pulizia Il Fattore di Pulizia (Cleanliness Factor) è il rapporto tra il coefficiente di scambio termico attuale rispetto al nominale e rappresenta la bontà dello scambio termico.

CF = 100*U/Un Il relativo calcolo si basa sui seguenti step: •Si calcola il calore smaltito dal Condensatore, tramite bilancio complessivo del ciclo acqua-

vapore Qcond = Q

GVR – P

meccanica

•Si calcola U = Q/(S*ΔTLMTD

) •Si calcola il CF “grezzo” come: CF’ = 100*U/Un •Si calcola il CF correggendo il precedente con 2 fattori correttivi: CF = fc1*fc2* CF’

fc1 = fattore correttivo per temperatura acqua circolazione (da curva HEI) fc2 = fattore correttivo per portata acqua circolazione fc2 = (Mrif/M)

½

Curva HEI


97

Pressione Ottimale La Pressione Ottimale è quella che competerebbe al Condensatore a parità di calore smaltito, con temperatura di acqua di circolazione effettiva ma con portata di acqua di circolazione e Fattore di Pulizia nominali. Si calcola quindi a partire dalla temperatura reale di acqua circolazione Tin, calore da smaltire reale Q (da bilancio sull'intero ciclo acqua-vapore), portata acqua circolazione nominale Mn, coefficiente di scambio nominale Un e l'area di scambio S. Risulta:

Tout = Tin + Q/(Mn*Cp) Temp. acqua circolazione in uscita ΔT

LMTD = Q/(Un’*S) Delta di Temperatura logaritmico

Un’ = Un/cf1 coeff. scambio corretto solo per Tin A questo punto si può calcolare la Tcond ottimale risolvendo l’equazione:

ΔTLMTD = (Tout-Tin)/ln((Tcond-Tin)/(Tcond-Tout))

Tcond_ott = (eXTout-Tin)/(e

X-1)

dove X = (Tout-Tin)/ ΔTLMTD

e quindi dalle tavole del vapore con la Tcond ottimale si ricava la Pcond ottimale. 4 – Selezione Pressione Condensatore E’ possibile selezionare tra la misura effettiva di pressione al condensatore e quella desunta dalla temperatura condensato entrando nelle tavole del vapore.


98

5. TEORIA DELL’ANALISI DELLE PERDITE

5.1 CURVE DI CORREZIONE Il Consumo Specifico CS e la potenza P sono in generale funzioni continue e derivabili di più variabili fisiche quali pressioni, portate, temperature, ecc. Potremo quindi scrivere CS = F(X1, X2, .., Xn) dove le Xi sono le variabili fisiche. Supponendo le variabili Xi indipendenti tra loro, risulterà dall’Analisi Matematica che, attorno ad un punto di equilibrio ovvero per un dato assetto stabile dell’impianto, vale una relazione lineare del tipo:

ΔCS = F1·ΔX1 + F2·ΔX2 + …… +Fn·ΔXn

La funzione Fi è in generale una curva che definisce la variazione di CS per una variazione della variabile Xi mantenendo costanti tutte le restanti variabili. Potremo ancora scrivere:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ⋅+⋅⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Δ⋅+≈Δ⋅++Δ⋅+=

Δ+= nn XF

CSXF

CSXF

CSXF

CSCSCS

CSCS

20

110

20

11000

11111111 KK

Le funzioni CF=1+(1/CS) Fi ΔXi sono denominate Curve di Correzione (in forma moltiplicativa) per il Consumo Specifico. Analoga definizione vale per la Potenza. La rappresentazione sopra esposta non è unica. Esistono le seguenti forme alternative: 1) Forma Additiva e Forma Moltiplicativa CS = CS

0 (1+ ΔCS

i / CS

0 ) = CS

0 * CF

i Moltiplicativa

CS = CS0 + ΔCS

i = CS

0 + CS

0*(CF

i-1) Additiva

dove il termine DCS = ΔCSi /CS

0 = CF-1 è detto Scostamento.

2) Forma Relativa ed Assoluta Soprattutto per la potenza si può avere: P = P

n + P

n*(ΔP

i / P

n) Forma Relativa (Additiva)

P = Pn + ΔP

i Forma Assoluta (Additiva)

Nel primo caso verrà data una correzione in p.u. o in %, mentre nel secondo sarà in MW o kW. 3) Riporto alle Condizioni Attuali e riporto alle Condizioni Nominali Le curve di correzione riportano CS e P Nominali alle condizioni Attuali. Usate all’inverso riportano i valori Attuali a quelli Nominali. Talvolta vengono fornite queste ultime curve, che risultano legate alle precedenti dalle relazioni: CF’ = 1/CF ovvero la correzione è inversa DCS’ = - DCS ovvero lo scostamento è opposto Nell’elaborazione delle correzioni ovviamente è fondamentale definire in primo luogo lo scostamento della variabile fisica a cui la curva stessa si riferisce. L’ingresso alle curve è infatti normalmente in funzione di una differenza del parametro da un Valore di Riferimento, ovvero di un valore, costante o dipendente da altri parametri (in primo luogo il carico), che si considera “normale”. Tali valori di riferimento sono parte integrante della curva di correzione. Questi parametri possono essere suddivisi in 3 categorie:

• Parametri Esterni o Non Controllabili - sono quei parametri non influenzabili dall’utente (ambientali, combustibile, invecchiamento)

• Parametri Interni o Controllabili - sono quei parametri che l’utente può modificare per mezzo di un’azione di controllo oppure di manutenzione ordinaria.


99

• Parametri Indotti - sono variabili che influenzano un componente, ma le cui variazioni sono indotte da un altro componente, a sua volta per cause esterne o interne, e che quindi vengono ridistribuiti di conseguenza.

5.2 USO DELLE CURVE DI CORREZIONE

Schema di Calcolo dei Valori Attesi e delle Correzioni

Attraverso l’uso delle Curve di Correzione si possono ottenere una serie di informazioni di comparazione che permettono di stabilire se l’impianto sta funzionando in linea con le sue caratteristiche di progetto, precisando anche le principali cause di deviazione. In particolare vengono introdotte una serie di varianti al concetto di Consumo Specifico e di Potenza allo scopo di permettere un’adeguata comparazione a parità di condizioni di riferimento.


100

CONSUMO SPECIFICO POTENZA

• CS Effettivo - E’ il valore calcolato dai dati da campo.

• Potenza Effettiva - E’ il valore misurato /calcolato dai dati da campo.

• CS Nominale - E’ il valore in condizioni nominali (carico 100% e condizioni ISO).

• Potenza Nominale - E’ il valore in condizioni nominali

• CS Riferimento - E’ il valore in condizioni ISO. Deve essere calcolato alla Potenza attuale “corretta”.

• Potenza di Riferimento - E’ il valore in condizioni ISO. Deve essere calcolato all’attuale Consumo di Calore “corretto” ovvero applicando tutte le correzioni.

• CS Ottimale - E’ il valore nelle condizioni esterne attuali ed interne ideali, ovvero per il Riferimento “corretto” per tutte le Cause Esterne ovvero Non Controllabili.

• Potenza Ottimale - E’ il valore nelle condizioni esterne attuali ed interne ideali, ovvero per il Riferimento “corretto” per tutte le Cause Esterne ovvero Non Controllabili.

• CS Atteso - E’ il valore nelle condizioni esterne ed interne attuali, ovvero per il Riferimento “corretto” per tutte le Cause Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/ Controllabili.

• Potenza Attesa – E’ il valore nelle condizioni esterne ed interne attuali, ovvero per il Riferimento “corretto” per tutte le Cause Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/ Controllabili.

• CS Corretto - E’ il valore che compete all’indice effettivo riportato alle condizioni ISO, ovvero “corretto” all’inverso per tutte le Cause Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/ Controllabili.

• Potenza Corretta - E’ il valore che compete alla potenza effettiva riportata alle condizioni ISO, ovvero “corretta” all’inverso per tutte le Cause Esterne/Interne ovvero Non Controllabili/ Controllabili.


101

Definizioni A margine della teoria generale di cui sopra, si deve precisare quanto segue nell’effettiva applicazione all’interno del sistema. • I valori di riferimento sono in generale essi stessi funzione del carico o affini. In questo caso si

utilizzerà per ottenerli il dato di potenza misurata. • Il calcolo del valore corretto per entrare nella Curva di Consumo Specifico e di Consumo di

Calore si applicherà solo al TG e al Ciclo Combinato nel suo complesso. Questa semplificazione, giustificata dal fatto che per la TV la differenza tra misurato e corretto è usualmente molto piccola, consente di uniformare il calcolo della TV a quanto normalmente adottato sui cicli tradizionali, dove si utilizza come ingresso alla curva di CS direttamente il valore misurato senza correzione.

• Il calcolo del valore corretto per TG e Ciclo Combinato per entrare nella Curva di Consumo Specifico e di Consumo di Calore sarà effettuato, salvo diversa prescrizione, considerando solo le Cause Non Controllabili o Esterne, che sono le più significative (in particolar modo la Temperatura Ambiente) e per le quali sono normalmente disponibili le relative curve.

5.3 TEORIA DEI COEFFICIENTI DI RIPORTO Nel caso del Ciclo Combinato costituito da più componenti interconnessi ci si pone la questione di come riportare le variazioni in termini di CS e di P del singolo componente a livello di impianto, ovvero determinare l’impatto sullo scostamento di impianto degli scostamenti dei singoli componenti. Si utilizzano allo scopo le seguenti formule fondamentali:

P = PTG

+ PTV

= ηTG

Q + ηGVR

ηTV

(1 - ηTG

)Q = Q[ηTG

+ ηGVR

ηTV

(1 - ηTG

)] η = η

TG + η

GVR η

TV(1 - η

TG)

ove gli η si intendono in p.u. e le potenze sono, a rigore, lorde. Alle relazioni di cui sopra si aggiunge la ΔCS/CS = -Δ η / η Infine si ipotizza che η

TG , η

GVR , η

TV siano tra loro indipendenti, ovvero che la variazione di un

rendimento non influenzi gli altri. In questo modo, con opportuni calcoli, si possono ricavare i coefficienti di riporto. Il risultato per un ciclo semplice è:

TV

TVCS

GVR

GVR

TG

TGCS CS

CSKK

CSCS

KCSCS

TVGVRTG

Δ+

Δ+

Δ=

Δηη

η

( )TVGVRTG

CS PP

KTG

ηη−= 1

PP

KK TVCS GVRTV

=−= η

A titolo di esempio, assumendo:

PTG

= 0.66·P ηGVR

= 0.85 ηTV

= 0.35 si ha K

TG = 0.46 che è poco variabile con il carico.


102

Nella figura seguente è riportato l’andamento tipico di KTG per un impianto a ciclo combinato da 380 MW.

Curva di KTG

in funzione del carico

Formule analoghe valgono per la Potenza e per i Cicli Combinati più complessi. La teoria ha dei limiti di validità che devono essere sempre tenuti presenti: • Interdipendenza - L’ipotesi che η

TG , η

GVR , η

TV siano tra loro indipendenti, ovvero che la

variazione di un rendimento non influenzi gli altri, è vera solo approssimativamente. Ad esempio, le variazioni di portata, temperatura e umidità dei fumi indotte dalla temperatura ambiente causano una variazione di rendimento del GVR che non è trascurabile (circa 1% ogni 20°C). In questi casi i coefficienti di riporto sono ancora validi, ma devono essere applicati anche agli altri componenti individuando l’effetto indotto.

• Correzioni Particolari - Nel caso del turbogas le perdite del generatore (es. per variazione cosϕ) sono confinate nel componente. Quindi in questo caso K

CSTG = P

TG/P. Nel caso di

preriscaldamento del combustibile con calore esterno all’unità la correzione è estesa a livello di ciclo e quindi in questo caso K

CSTG = 1.


103

5.4 CALCOLO DELLE PERDITE

SISTEMA N. DESCRIZIONE Origine SISTEMA N. DESCRIZIONE Origine

TG GH00 CS @ Potenza TG 1,2 TV SH14 CS @ Temperatura RH

Caldo

1, 2

TG GH01 CS @ Temperatura Ambiente

1 TV SH15 CS @ Temperatura SH

BP

1, 2

TG GH02 CS @ Pressione Ambiente 1 TV SH17 CS @ Portata SH AP

1, 2

TG GH03 CS @ Umidità Ambiente 1 TV SH18 CS @ Portata SH MP

1, 2

TG GH04 CS @ Potere Calorifico 1 TV SH19 CS @ Portata SH BP

1, 2

TG GH05 CS @ Invecchiamento 1 TV SH21 CS @ Rendimento Stadio BP

3

TG GH07 CS @ DT Anti-Ghiaccio 1,3 TV SH22 CS @ Rendimento Stadio AP

3

TG GH08 CS @ Fattore Potenza 1 TV SH23 CS @ Rendimento Stadio MP

3

TG GH09 CS @ Temp. Combustibile 1,3 TV SH25 CS @ Portata Acqua di Reintegro

2

TG GH11 CS @ Delta P Aspirazione 1 UNITA’ UH00 CS @ Potenza CC 1, 2 TG GH12 CS @ Delta P Scarico 1 UNITA’ UH01 CS @

Temperatura Ambiente

1

TG GH13 CS @ Rendimento Compressore

3 UNITA’ UH02 CS @ Pressione Ambiente

1

TG GH14 CS @ Rapporto Compressione

3 UNITA’ UH03 CS @ Umidità Ambiente

1

TG GH15 CS @ Rendimento Turbina

3 UNITA’ UH04 CS @ Potere Calorifico

1

TG GP01 Potenza @ Temperatura Ambiente

1 UNITA’ UH05 CS @ Invecchiamento

4

TG GP02 Potenza @ Pressione Ambiente

1 UNITA’ UH06 CS @ DT Anti-Ghiaccio

4

TG GP03 Potenza @ Umidità Ambiente

1 UNITA’ UH07 CS @ Press. Cond. Ottima

1, 4

TG GP04 Potenza @ Potere Calorifico

1 UNITA’ UH08 CS @ Fattore Potenza TG

1, 4

TG GP05 Potenza @ Invecchiamento

1 UNITA’ UH09 CS @ Fattore Potenza TV

1, 4

TG GP07 Potenza @ DT AntiGhiaccio

1,3 UNITA’ UH11 CS @ al CS TG 4

TG GP08 Potenza @ Temperatura Combustibile

1, 3 UNITA’ UH12 CS @ Rendimento GVR

4

TG GP09 Potenza @ Fattore Potenza

1 UNITA’ UH13 CS @ CS TV 4

GVR BH00 Rendimento n.a. UNITA’ UH14 CS @ Potenza Ausiliari/Trasform.

3

GVR BH01 Rendimento @ Temp. Fumi

1 UNITA’ UP01 Potenza @ Temp. Ambiente

1


104

GVR BH02 Rendimento @ Portata Fumi

1 UNITA’ UP02 Potenza @ Press. Ambiente

1

GVR BH03 Rendimento @ Umidità Fumi

1 UNITA’ UP03 Potenza @ Umidità Ambiente

1

GVR BH14 Rendimento @ Temperatura Alim.

1 UNITA’ UP04 Potenza @ Potere Calorifico

1

GVR BH15 Rendimento @ Temp. RH freddo

1 UNITA’ UP05 Potenza @ Invecchiamento

4

GVR BH16 Rendimento @ Pressione SH AP

1 UNITA’ UP06 Potenza @ DT Anti-Ghiaccio

4

GVR BH17 Rendimento @ Pressione SH MP

1 UNITA’ UP07 Potenza @ Press. Cond. Ottima

1, 4

GVR BH18 Rendimento @ Pressione SH BP

1 UNITA’ UP08 Potenza @ Fattore Potenza TG

1, 4

TV SH00 CS @ Potenza TV 1, 3 UNITA’ UP09 Potenza @ Fattore Potenza TV

1, 4

TV SH01 CS @ Pressione Condensatore

1, 4

TV SH11 CS @ Pressione Ammissione AP

1, 2

TV SH12 CS @ Temperatura Ammissione AP

1 ,2

TV SH13 CS @ Delta Pressione RH 1, 2 1 = da Costruttore/Impiantista 3 = da Formula 2 = da Prove di Garanzia/Esercizio 4 = per Riporto

Lista delle Curve di Correzione In tabella sono riportate le curve normalmente adottate (altre possono aggiungersi sullo specifico impianto). Queste curve assieme alle curve di riferimento delle variabili a cui sono relative, sono implementate sotto forma di interpolate di punti, oppure di polinomi, oppure di formule, all’interno delle calcolate. In accordo con la teoria precedente, le curve forniscono: • scostamento potenza = -P

misurata*(CF

P(X)/CF

P(X

0)-1) per calcolo P corretta

• scostamento di CS = CSrif

*CFCS

(X)/CFCS

(X0)-1 per calcolo CS ottimale / atteso

• correzione di Q = Qmisurata

/ (CFP(X)/CF

P(X

0)*CF

CS(X)/CF

CS(X

0)) per calcolo Calore corretto

• scostamento potenza = Prif

*CFP(X)/CF

P(X

0)-1 per calcolo Potenza Ottimale

dove X è la variabile di processo e X0 è il suo valore di riferimento.


105

APPENDICE A1 - LEGENDA NOMI VARIABILI INTERNE

Element Acronym Description Descrizione Prefix CD Condenser Condensatore FW Feed Water Pump Pompa Alimento GT Gas Turbine Turbina a Gas HR Heat Recovery Steam Generator Caldaia a Recupero PC Plant Common Comune di Impianto ST Steam Turbine Turbina a Vapore UC Unit Common Comune di Unità UN Unit Unità

Element Acronym Description Descrizione Prefix CD Condenser Condensatore FW Feed Water Pump Pompa Alimento GT Gas Turbine Turbina a Gas HR Heat Recovery Steam Generator Caldaia a Recupero PC Plant Common Comune di Impianto ST Steam Turbine Turbina a Vapore UC Unit Common Comune di Unità UN Unit Unità

Element Acronym Description Descrizione Infix C Cost Costo D Density Densità dN Number or Value Difference Differenza Numero o Valore dJ Active Power Difference Differenza Potenza Attiva dP Pressure Difference Differenza Pressione dR Ratio or Percentage Difference Differenza Rapporto o Percentuale dT Temperature Difference Differenza Temperatura dX Title Difference Differenza Titolo E Voltage Tensione En Entropy Entropia F Flow Portata H Enthalpy Entalpia I Current Corrente J Power Potenza Jt Heating Value Potere Calorifico K Date or Time Data o Tempo L Level Livello N Number or Value Numero o Valore P Pressure Pressione Q Quantity Quantità R Ratio or Percentage Rapporto o Percentuale S Speed or Frequency Velocità o Frequenza T Temperature Temperatura V Vibration or Volume Vibrazione o Volume W Weight or Force Peso o Forza X Title Titolo Y Digital or Event Digitale o Evento Z Position or Dimension Posizione o Dimensione

Element Acronym Description Descrizione Suffix Amb Ambient Ambiente Ana Analisys Analisi Aux Auxiliary Ausiliari


106

Bal Balance Bilancio Calc Calculation Calcolo Circ Circulating (water) Circolazione (acqua di) Compos Composition Composizione Compr Compressor Compressore Cond Condenser Condensatore Conv Convection Convezione Corr Corrected Corretto HR Heat Rate Consumo Specifico


107

Element Acronym Description Descrizione

DFlue Dry Flue Gas Fumi Secchi Diff Difference Difference Direc Direct (computation) Diretto (calcolo) Doc Document Documento Eco Economizer Economizzatore Eff Efficiency Efficienza Emi Emissions Emissioni Eva Evaporator Evaporatore Exh Exhaust Fumi al Camino Flue Flue Gas Gas di Scarico FWP Feed Water Pump Pompa Alimento Gas Fuel Gas Combustibile Gen Generator Generatore HHV High Heating Value Potere Calorifico Superiore HP High Pressure Alta Pressione HRSG Heat Recovery Steam Generator Caldaia a Recupero HT High Temperature Alta Temperatura IGV Inlet Guide Vanes Inlet Guide Vanes In Inlet Ingresso Indir Indirect (computation) Indiretto (calcolo) IP Intermediate Pressure Media Pressione LHV Low Heating Value Potere Calorifico Inferiore LMTD Logarithmic Mean Temperature

Difference Diff. Temperatura Media Logaritmica

LP Low Pressure Bassa Pressione LT Low Temperature Bassa Temperatura Meas Measured Misurata Mech Mechanic (power) Meccanica (potenza) Nom Nominal Nominale Opt Optimal Iottimale Out Outlet Uscita Perc Percentual (value) Percentuale (valore) Rad Radiation Radiazione Ref Reference Riferimento Rel Relative Relativo RH Re Heated (steam) Riscaldato (vapore) Sdev Standard Deviation Deviazione Standard Sens Sensitive (heat) Sensibile (calore) SH Super Heated (steam) Surriscaldato (vapore) SprayW Spray Water Acqua Attemperamento Stm Steam Vapore Therm Thermal (power) Termica (potenza) Tot Total Totale Transf Transformer Trasformatore TTD Terminal Temperature Difference Differenza Temperatura Terminali Turb Turbine Turbina Um Umidity Umidità Val Value Valore vs Versus Rispetto a WFlue Wet Flue Gas Fumi Umidi Wtr Water Acqua

Esercitazioni di centrali turbogas e cicli combinatifiles.meetup.com/210108/turbogas ciclo...

Documents

Transcript of Esercitazioni di centrali turbogas e cicli combinatifiles.meetup.com/210108/turbogas ciclo...