POLITECNICO DI MILANO

Scuola di Ingegneria Industriale

Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica

Analisi termodinamica di cicli IGCC ad alta efficienza

Relatore: Prof. Paolo CHIESA

Tesi di Laurea di Stefano RAZZARI Matr. 765696

Anno Accademico 2011-12

Indice

Sommario ..................................................................................................................... 8

Abstract ........................................................................................................................ 9

1. Introduzione ............................................................................................................ 10

1.1 Produzione di energia elettrica da combustibili fossili ........................................ 10

1.2 Caratteristiche e uso del carbone ...................................................................... 11

1.3 Caratteristiche e uso del gas naturale ............................................................... 12

1.4 Soluzioni innovative per l’utilizzo del carbone .................................................... 13

1.5 Vantaggi degli impianti IGCC ............................................................................. 14

1.6 Obiettivi e motivazione del presente lavoro ....................................................... 15

2. Stato dell’arte .......................................................................................................... 16

2.1 I processi di gassificazione .............................................................................. 16

2.1.1 Introduzione ................................................................................................ 16

2.1.2 Efficienza della gassificazione: definizione di Cold Gas Efficency (CGE) .... 16

2.1.3 Fasi del processo di gassificazione ............................................................. 17

2.1.4 Reazioni chimiche ....................................................................................... 18

2.1.5 Effetto di alcuni parametri di processo ........................................................ 19

2.2 I gassificatori ................................................................................................... 20

2.2.1 Categorie di gassificatori ............................................................................. 20

2.2.2 Caratteristiche dei gassificatori a letto trascinato ......................................... 24

2.3 Configurazione tipica di un impianto IGCC ........................................................ 27

2.3.1 Gassificatore ............................................................................................... 28

2.3.2 Sezione di separazione aria (ASU) ............................................................. 28

2.3.3 Raffreddamento del syngas ........................................................................ 30

2.3.4 Depurazione del syngas .............................................................................. 35

2.3.5 Produzione di potenza ................................................................................ 40

2.4 Prestazioni di un impianto IGCC ........................................................................ 43

2.5 Possibili evoluzioni tecnologiche........................................................................ 46

2.6 Configurazioni innovative considerate nel presente lavoro ............................... 48

3 Metodologia ............................................................................................................. 49

3.1 Introduzione ...................................................................................................... 49

3.1 Descrizione del programma GS ......................................................................... 49

3.3 Assunzioni di calcolo comuni per tutte le simulazioni effettuate ......................... 50

4 Impianto di riferimento ............................................................................................. 53

4.1 Descrizione impianto di riferimento .................................................................... 53

4.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione ......................................... 60

4.3 Risultati della simulazione effettuata .................................................................. 67

5 Ciclo a gas con preriscaldamento aria ..................................................................... 73

5.1 Descrizione impianto ......................................................................................... 73

5.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione ......................................... 78

5.3 Risultati delle simulazioni effettuate ................................................................... 80

5.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo ................................................. 80

5.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo ................................................................................................................... 83

6 Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata .................... 90

6.1 Descrizione dell’impianto ................................................................................... 90

6.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione ......................................... 95

6.3 Risultati delle simulazioni effettuate ................................................................... 97

6.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo ................................................. 97

6.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo ................................................................................................................. 100

7 Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione ................................................................................................................................. 108

7.1 Descrizione dell’impianto ................................................................................. 108

7.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione ....................................... 114

7.3 Risultati delle simulazioni effettuate ................................................................. 117

7.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo ............................................... 117

7.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo ................................................................................................................. 120

8 Conclusioni ............................................................................................................ 127

Acronimi utilizzati ...................................................................................................... 133

Bibliografia ................................................................................................................ 134

Elenco delle figure

Figura 1.1: Suddivisione per fonti della produzione globale di energia elettrica nel 2010[1]........................................................................................................................ 11 Figura 2.1: Gassificatore a letto fisso .......................................................................... 22 Figura 2.2: Gassificatore a letto fluido ......................................................................... 23 Figura 2.3: Gassificatore a letto trascinato .................................................................. 24 Figura 2.4: Sistema lock-hopper per la pressurizzazione del carbone alimentato al gassificatore................................................................................................................ 26 Figura 2.5: Schema tipico di un impianto IGCC ........................................................... 27 Figura 2.6: Schema di un ASU a doppia colonna ........................................................ 29 Figura 2.7: Syngas cooler radiativo e convettivo ........................................................ 31 Figura 2.8: Gas Quench .............................................................................................. 32 Figura 2.9: Water quench totale .................................................................................. 33 Figura 2.10: Water Quench parziale ........................................................................... 33 Figura 2.11: Gassificatore di tecnologia Shell [3] ........................................................ 34 Figura 2.12: Gassificatore di tecnologia GE Energy/Texaco[3] ................................... 35 Figura 2.13: Scrubber ad acqua .................................................................................. 36 Figura 2.14: Curva di solubilizzazione della CO2 nei solventi chimici e fisici ................ 37 Figura 2.15: Schema processo Selexol ....................................................................... 38 Figura 2.16: Schema processo Rectisol [7] ................................................................. 39 Figura 2.17: Schema sistema di assorbimento chimico tramite ammine [7] ................ 40 Figura 2.18: Diagramma dei flussi di potenza in un impianto IGCC [2] ........................ 45 Figura 4.1: Schema del gassificatore .......................................................................... 53 Figura 4.2: Schema dell'ASU ...................................................................................... 54 Figura 4.3: Schema di gassificatore e processo di raffreddamento del syngas ........... 55 Figura 4.4: Schema sistema AGR di tipo Selexol ........................................................ 56 Figura 4.5: Schema del ciclo a vapore ........................................................................ 58 Figura 4.6: Schema complessivo dell'impianto ........................................................... 59 Figura 4.7: Modello del gassificatore ........................................................................... 60 Figura 4.8: Diagramma di scambio termico della caldaia e dei syngas cooler ............. 71 Figura 5.1: Schema di gassificatore e raffreddamento del syngas .............................. 74 Figura 5.2: Schema del ciclo a vapore ........................................................................ 76 Figura 5.3: Potenza prodotta in funzione del rapporto di compressione ...................... 82 Figura 5.4: Rendimento in funzione del rapporto di compressione .............................. 82 Figura 5.5: Diagramma di scambio termico del preriscaldatore aria ............................ 86 Figura 5.6: Diagramma di scambio termico di caldaia e syngas cooler ....................... 88 Figura 6.1: Schema di gassificatore e raffreddamento syngas .................................... 91 Figura 6.2: Schema del ciclo a vapore ........................................................................ 93 Figura 6.3: Schema complessivo dell'impianto ............................................................ 94 Figura 6.4: Potenze in funzione del rapporto di compressione .................................... 99

Figura 6.5: Rendimento in funzione del rapporto di compressione .............................. 99 Figura 6.6: Diagramma di scambio del preriscaldatore ad alta temperatura .............. 103 Figura 6.7: Diagramma di scambio del preriscaldatore a bassa temperatura ............ 104 Figura 6.8: Diagramma di scambio della caldaia e dei syngas cooler ....................... 106 Figura 7.1: Schema di gassificatore e raffreddamento syngas .................................. 110 Figura 7.2: Schema del ciclo a vapore ...................................................................... 111 Figura 7.3: Schema complessivo dell'impianto .......................................................... 113 Figura 7.4: Potenze in funzione del rapporto di compressione .................................. 119 Figura 7.5: Rendimento in funzione del rapporto di compressione ............................ 119 Figura 7.6: Diagramma di scambio termico del preriscaldatore aria .......................... 123 Figura 7.7: Diagramma di scambio termico di caldaia e syngas cooler ..................... 125

Elenco delle Tabelle Tabella 3.1: Condizioni aria ambiente ......................................................................... 51 Tabella 3.2: Composizione aria ambiente. .................................................................. 51 Tabella 3.3: Analisi immediata carbone....................................................................... 51 Tabella 3.4: Composizione elementare carbone ......................................................... 51 Tabella 3.5: Altre caratteristiche del carbone .............................................................. 52 Tabella 4.1: Prestazioni turbina a gas alimentata a gas naturale................................. 57 Tabella 4.2: Portate in ingresso al gassificatore .......................................................... 61 Tabella 4.3: Consumi energetici del gassificatore ....................................................... 61 Tabella 4.4: Caratteristiche del vapore prodotto .......................................................... 61 Tabella 4.5: Assunzioni di progetto ASU e compressione ossigeno ............................ 62 Tabella 4.6: Assunzioni di progetto compressori azoto ............................................... 61 Tabella 4.7: Ipotesi di calcolo syngas coolers ............................................................. 63 Tabella 4.8: Ipotesi di calcolo processo Selexol .......................................................... 64 Tabella 4.9: Composizione syngas in ingresso e in uscita dalla sezione AGR ............ 64 Tabella 4.10: Assunzioni di progetto turbina a gas ...................................................... 65 Tabella 4.11: Livelli di pressione ................................................................................. 66 Tabella 4.12: ΔT degli scambiatori, per tutti i livelli di pressione .................................. 66 Tabella 4.13: Rendimenti isoentropici dei componenti…………………………..…........66 Tabella 4.14: Altre assunzioni di progetto relative al ciclo a vapore ............................. 66 Tabella 4.15: Proprietà termodinamiche e composizione chimica nei principali punti dell'impianto ................................................................................................................ 68 Tabella 4.16: Bilancio di massa gassificatore .............................................................. 69 Tabella 4.11: Bilancio energetico gassificatore…………………………………….……...70 Tabella 4.18: Bilancio di massa della turbina a gas ..................................................... 69 Tabella 4.19: Bilancio energetico della turbina a gas .................................................. 70 Tabella 4.20: Bilancio di massa del ciclo a vapore ...................................................... 71 Tabella 4.21: Bilancio energetico del ciclo a vapore .................................................... 72 Tabella 4.22: Bilancio delle potenze complessivo ....................................................... 72 Tabella 5.1: Ipotesi di calcolo preriscaldatore aria ....................................................... 78 Tabella 5.2: Assunzioni di calcolo turbina a gas .......................................................... 79 Tabella 5.3: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione.......... 81 Tabella 5.4: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell’impianto…………………………………………………………………………………..84 Tabella 5.5: Bilancio di massa del gassificatore…………………………………………..85 Tabella 5.6: Bilancio energetico del gassificatore…………….……………..……………85 Tabella 5.7: Caratteristiche del preriscaldatore dell'aria………………………………….85 Tabella 5.8: Bilancio di massa della turbina a gas………………………………………..86

Tabella 5.9: Bilancio energetico della turbina a gas……………………………………....87 Tabella 5.10: Bilancio di massa del ciclo a vapore…………………………………….….87 Tabella 5.11: Bilancio energetico del ciclo a vapore……………………………………...88 Tabella 5.12: Bilancio energetico globale dell’impianto……………………………….….89 Tabella 6.1: Ipotesi di calcolo preriscaldatore ad alta temperatura .............................. 95 Tabella 6.2: Ipotesi di calcolo valide per entrambi gli scambiatori ............................... 95 Tabella 6.3: Ipotesi di calcolo turbina a gas................................................................ 96 Tabella 6.4: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione.......... 98 Tabella 6.5: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell'impianto .............................................................................................................. 101 Tabella 6.6: Bilancio di massa del gassificatore ........................................................ 102 Tabella 6.7: Bilancio energetico del gassificatore ...................................................... 102 Tabella 6.8: Caratteristiche del preriscaldatore ad alta temperatura .......................... 103 Tabella 6.9: Caratteristiche del preriscaldatore a bassa temperatura ........................ 103 Tabella 6.10: Bilancio di massa della turbina a gas ................................................... 104 Tabella 6.11: Bilancio energetico della turbina a gas ............................................... 105 Tabella 6.12: Bilancio di massa del ciclo a vapore .................................................... 105 Tabella 6.13: Bilancio energetico del ciclo a vapore .................................................. 106 Tabella 6.14: Bilancio energetico globale dell’impianto ............................................. 107 Tabella 7.1: Ipotesi di calcolo del preriscaldatore dell'aria ......................................... 114 Tabella 7.2: Ipotesi di calcolo della turbina a gas ...................................................... 116 Tabella 7.3: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione........ 118 Tabella 7.4: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell'impianto .............................................................................................................. 121 Tabella 7.5: Bilancio di massa del gassificatore ........................................................ 122 Tabella 7.6: Bilancio energetico gassificatore ........................................................... 122 Tabella 7.7: Caratteristiche del preriscaldatore dell'aria ............................................ 122 Tabella 7.8: Bilancio di massa della turbina a gas ..................................................... 123 Tabella 7.9: Bilancio energetico della turbina a gas .................................................. 123 Tabella 7.10: Bilancio di massa del ciclo a vapore .................................................... 124 Tabella 7.11: Bilancio energetico del ciclo a vapore .................................................. 125 Tabella 7.12: Bilancio energetico globale dell’impianto ............................................. 126 Tabella 8.1: Prestazioni del ciclo a gas nelle diverse configurazioni di impianto ........ 128 Tabella 8.2: Prestazioni del ciclo a vapore nelle diverse configurazioni di impianto.. 129 Tabella 8.3: Bilancio termico globale dell'impianto .................................................... 130 Tabella 8.4: Potenza assorbita dagli ausiliari ............................................................ 131 Tabella 8.5: Bilancio energetico globale dell’impianto ............................................... 131

Sommario A seguito della continua crescita del fabbisogno di energia elettrica a livello mondiale, della progressiva riduzione delle riserve di combustibili fossili e della crescente preoccupazione per gli effetti dannosi delle emissioni dagli impianti di produzione di energia elettrica è opportuno studiare soluzioni tecnologicamente avanzate per la generazione di energia elettrica da combustibile fossile con elevato rendimento di conversione e con ridotte emissioni di sostanze inquinanti. In particolare questo studio si concentra sugli impianti a ciclo combinato con gassificazione del carbone integrata, i quali hanno rendimento simile a quello che si ottiene con un impianto a vapore USC, ma con emissioni inquinanti ridotte rispetto a questi ultimi. L’obiettivo di questo lavoro è l’analisi delle prestazioni di nuove configurazioni di impianto al fine di migliorare l’efficienza termodinamica del processo di raffreddamento del syngas. Nelle configurazioni studiate il calore recuperato dal syngas è fornito al ciclo a gas invece che al ciclo a vapore. Nei primi due capitoli vengono illustrati i vantaggi derivanti dall’utilizzo degli impianti IGCC e lo stato attuale della tecnologia di tali impianti. Nel terzo capitolo vengono illustrate le caratteristiche del programma utilizzato per le simulazioni e le assunzioni di calcolo adottate. Segue un capitolo in cui è illustrata la configurazione di riferimento con i syngas coolers tradizionali e sono presentati i risultati della relativa simulazione. Infine, nei capitoli successivi sono illustrate in dettaglio tre configurazioni di impianto avanzate, le ipotesi di calcolo e i risultati delle simulazioni effettuate per ciascuna configurazione. La prima soluzione analizzata prevede la sola aggiunta dello scambiatore che preriscalda l’aria compressa a monte del combustore. La seconda prevede, oltre al citato preriscaldatore, una compressione interrefrigerata, mentre l’ultima configurazione è dotata anche di ricombustione. Nel capitolo conclusivo è presente il confronto dei risultati ottenuti. La configurazione con il solo preriscaldamento dell’aria permette di ottenere efficienza di conversione maggiore rispetto all’impianto di riferimento.

Abstract The worldwide growth of electric energy demand, the reduction of fossil fuels resources and the increasing attention on the effects of electric power plants emissions, calls for studying advanced solutions to generate electricity from fossil fuels with high conversion efficiency and reduced emissions. This work regards integrated gasification combined cycles, which have the same efficiency of a USC steam cycle, but lower pollutant emissions. The aim of this work is the analysis of the performances of new IGCC plant configurations to get higher thermodynamic efficiency in syngas cooling. In the studied configurations the recovered heat is supplied to the gas cycle instead of to the steam cycle. In the first two chapters the advantages of using IGCC plants and the state of art of this technology are described. In the third chapter is presented the code used for simulations and the simulation assumptions. In the fourth chapter the configuration of the reference plant with traditional syngas cooling is described and the results of simulations are presented. In the next chapters are shown three advanced IGCC plant configurations, and the results of the simulation for each configuration. The first solution is an IGCC plant with an air heater before the gas cycle compressor. The second configuration has, besides the air heater, an intercooled compression, and the third one has a recombustion after the first gas expansion. In the last chapter the results of all simulations are compared. The plant configuration with the air heater shows higher conversion efficiency than the reference plant.

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1. Introduzione 1.1 Produzione di energia elettrica da combustibili fossili Per la produzione di energia elettrica, a partire dall’inizio del secolo scorso, sono stati utilizzati soprattutto i combustibili fossili. La produzione di energia elettrica, e con essa il consumo dei combustibili fossili, è aumentata fortemente a partire dal secondo dopoguerra. In particolare il combustibile più utilizzato storicamente per questo fine è stato il carbone, tuttavia nei paesi industrializzati si è affermato, nella seconda metà del secolo, l’utilizzo del petrolio e dei suoi derivati, i quali garantivano costi di estrazione e trasporto inferiori rispetto al carbone, oltre ad essere meno inquinanti. Negli ultimi decenni, con la diffusione degli impianti a ciclo combinato alimentati a gas naturale, è aumentato l’uso di quest’ultimo combustibile. Una frazione importante di elettricità è prodotta a partire dalla fonte nucleare, ma una larga diffusione dell’impiego di questa fonte si scontra con gli elevati investimenti necessari e con le problematiche legate alla sicurezza. Per quanto riguarda la produzione di energia elettrica da fonti rinnovabili, solo la fonte idroelettrica ha avuto da sempre un ruolo importante rispetto al fabbisogno di energia elettrica globale, soprattutto nelle aree del pianeta più ricche di acqua. Negli ultimi decenni si stanno diffondendo impianti di generazione da fonte eolica, geotermica, solare o da recuperi termici derivanti dalla combustione di biomasse, rifiuti solidi urbani o da processi industriali. Nonostante la rapida e recente diffusione queste fonti contribuiscono in maniera ridotta alla produzione globale di energia elettrica. Allo stato attuale quindi la maggior parte dell’energia elettrica è prodotta a partire dai combustibili fossili, attraverso la conversione termodinamica dell’energia termica generata dalla loro combustione. I combustibili fossili utilizzati attualmente per questo fine sono soprattutto il carbone ed il gas naturale. Il petrolio e i suoi derivati sono utilizzati per questo scopo molto meno rispetto a quanto avveniva in passato. La diminuzione nel loro impiego è causata dai sempre crescenti costi di estrazione e trasformazione del petrolio e dal fatto che i suoi derivati sono impiegati anche come fonte energetica in altri campi, per esempio quello dei trasporti, per i quali sono gli unici combustibili utilizzabili, a meno di altre soluzioni innovative che sono allo studio al momento ma che non hanno ancora incontrato successo industriale. Nel grafico in figura 1.1 è riportata la generazione elettrica mondiale suddivisa secondo la fonte energetica, relativo ai dati del 2010 pubblicati dalla International Energy Agency [1].

Introduzione _____________________________________________________________________

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Figura 1.1: Suddivisione per fonti della produzione globale di energia elettrica nel 2010[1] Nell’anno 2010 oltre circa i due terzi del fabbisogno mondiale di energia elettrica sono stati prodotti da fonti fossili, soprattutto carbone (41%) e gas naturale (22%). Nei paragrafi successivi sono illustrate le caratteristiche dei due combustibili più utilizzati, carbone e gas naturale, oltre ai vantaggi e alle problematiche derivanti dal loro utilizzo.

1.2 Caratteristiche e uso del carbone Il carbone è una miscela di molecole molto complesse, che contiene al suo interno anche specie più semplici, come idrocarburi leggeri o umidità. È caratterizzato da una composizione molto variabile che dipende dal periodo di formazione e dalla zona di estrazione. Contiene una certa quantità di umidità e di ceneri non combustibili, sostanze volatili, anch’esse in quantità variabile, e un residuo solido fisso, costituito dalle molecole organiche più complesse. Per quanto riguarda la composizione elementare, il componente più abbondante in massa è il carbonio; sono presenti inoltre ossigeno, azoto, zolfo e idrogeno. Come anticipato la composizione molecolare è complessa e spesso sconosciuta. Anche il potere calorifico inferiore è variabile, può assumere valori che vanno da 18 MJ/kg fino a 25 MJ/kg. I prodotti della combustione del carbone sono pertanto ossidi di carbonio, acqua, ossidi di zolfo, ossidi di azoto, e altre molecole complesse a base di carbonio. Inoltre nei gas combusti rimangono particelle solide, che sono sia particelle carboniose incombuste sia ceneri, cioè la parte non combustibile presente nel carbone.

Capitolo 1 _____________________________________________________________________

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Proprio a causa della presenza di molecole complesse e di particelle solide nei gas combusti non è possibile utilizzare il carbone in sistemi a combustione interna, poiché le particelle solide potrebbero danneggiare parti dell’espansore, mentre alcuni composti, per esempio quelli dello zolfo potrebbero attaccare i materiali, anche a causa delle elevate temperature raggiunte dai gas combusti. Il carbone è quindi utilizzato in impianti a combustione esterna, che nel caso della produzione di energia elettrica consistono in cicli a vapore nei quali il calore è generato dalla combustione del carbone in una caldaia, e trasferito al fluido in cambiamento di fase attraverso degli scambiatori. La presenza di superfici di scambio termico limita la temperatura massima del vapore prodotto, e di conseguenza il rendimento di conversione dell’impianto è limitato. Inoltre, poiché nei gas derivanti dalla combustione del carbone sono presenti specie inquinanti, in particolare ossidi di zolfo e di azoto, negli impianti a carbone più recenti sono installati complessi sistemi di abbattimento delle emissioni, con aumento dei costi di investimento e di esercizio. Il carbone è, tra i combustibili fossili, quello con le riserve più abbondanti, inoltre tali riserve sono distribuite in maniera più uniforme sul pianeta rispetto a quelle di petrolio e gas naturale. Anche i costi di approvvigionamento del carbone sono inferiori rispetto a quelli degli altri combustibili fossili. Nonostante la minore efficienza e i maggiori costi di investimento e di esercizio degli impianti alimentati a carbone quest’ultimo è il combustibile più utilizzato, per i già citati vantaggi in termini di costi e diffusione delle risorse.

1.3 Caratteristiche e uso del gas naturale Il gas naturale è una miscela di idrocarburi semplici, costituita in massima parte da metano. Ha potere calorifico più elevato rispetto al carbone e, poiché non contiene particelle solide né sostanze dannose per i materiali può essere impiegato in sistemi a combustione interna. Il consumo di gas naturale per la produzione di energia elettrica è aumentato molto negli ultimi decenni in relazione alla diffusione degli impianti di generazione basati sul ciclo combinato, per i quali è, attualmente, l’unico combustibile utilizzato. Il combustibile alimenta una turbina a gas e l’energia termica contenuta nei gas all’uscita della turbina è recuperata in un ciclo a vapore. L’assenza di superfici di scambio e la possibilità di raffreddare le parti critiche della macchina permette di raggiungere temperature di combustione più elevate di quelle raggiungibili con sistemi a combustione esterna: le maggiori temperature raggiunte, oltre allo sfruttamento dell’energia termica dei gas di scarico, consentono di ottenere le efficienze di conversione più elevate tra gli impianti di generazione elettrica da combustibili fossili. I vantaggi derivanti dall’elevata efficienza di conversione raggiunta, dai contenuti costi di investimento necessari e dalle basse emissioni inquinanti hanno favorito la diffusione

Introduzione _____________________________________________________________________

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di questo tipo di impianto, nonostante gli elevati costi di gestione che derivano dal fatto che possono essere alimentati esclusivamente con combustibili di elevata qualità [2].

1.4 Soluzioni innovative per l’utilizzo del carbone In considerazione del fatto che il fabbisogno globale di energia elettrica è destinato ad aumentare nei prossimi decenni, e che le riserve accertate di gas naturale sono meno abbondanti rispetto a quelle di carbone, appare necessario adottare soluzioni innovative che permettano di sfruttare il carbone, o altri combustibili di scarsa qualità, con i vantaggi di carattere ambientale caratteristici delle turbine a gas [2]. Esistono diverse tecnologie che consentono di sfruttare l’energia di combustibili di basso pregio nel rispetto delle normative ambientali:

USC (Ultra Super Critical Rankine Cycle): sono impianti costituiti da un tradizionale ciclo a vapore, generato in condizioni supercritiche, e dotate di moderni sistemi di abbattimento delle emissioni.

FBC (Fluidized Bed Combustor): si tratta di cicli a vapore supercritico, nei quali

la caldaia tradizionale è sostituita da un combustore a letto fluido. Questa soluzione consente la combustione di qualsiasi tipo di combustibile solido, inoltre permette la rimozione delle specie inquinanti durante il processo di combustione.

IGCC (Integrated Gasification Combined Cycle): sono impianti a ciclo

combinato integrati con una sezione di gassificazione del combustibile solido, che, trasformato in un combustibile gassoso, può alimentare la turbina a gas.

PFBC (Pressurized Fluidized Bed Combustor) sono impianti a ciclo combinato

nei quali il combustore della turbina a gas è sostituito con un combustore a letto fluido pressurizzato, che quindi possono essere alimentati con qualsiasi tipo di combustibile.

EFCC (Externally-Fired Combined Cycle): si tratta di impianti a ciclo combinato

nei quali il calore è fornito al fluido di lavoro da una fonte esterna. Allo stato attuale tuttavia, l’utilizzo del carbone è economicamente competitivo solo se esso è impiegato in centrali a vapore USC ad elevate prestazioni, che tuttavia devono essere dotate dei migliori dispositivi di abbattimento delle emissioni attualmente disponibili. Gli impianti a ciclo combinato con sezione di gassificazione integrata (IGCC) sembrano invece essere una soluzione promettente per l’utilizzo del carbone nel prossimo futuro: consentono di ottenere i vantaggi offerti dalle turbine a gas in ciclo combinato in termini

Capitolo 1 _____________________________________________________________________

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di impatto ambientale, pur essendo alimentati con combustibili di bassa qualità, come carbone, residui di raffineria o biomassa. I vantaggi derivanti dall’impiego di tale tecnologia sono presentati nel paragrafo seguente.

1.5 Vantaggi degli impianti IGCC Il processo di gassificazione permette di trasformare il combustibile in un gas di sintesi (syngas) che può essere ossidato nel combustore del ciclo a gas, mentre il calore prodotto durante tale processo è recuperato attraverso la generazione di vapore, che espande nella turbina del ciclo a vapore a recupero. Attualmente impianti di questo tipo sono impiegati per la combustione di residui di raffineria ad alto contenuto di zolfo, poiché essi garantiscono elevata efficienza di rimozione dei composti solforati inquinanti. Invece per quanto riguarda impianti IGCC alimentati a carbone le realizzazioni esistenti sono ancora pochissime, poiché la maggiore complicazione e conseguentemente il maggior costo di impianto e la minore affidabilità rispetto agli impianti a vapore USC ne frenano la diffusione. Il vantaggio principale ottenibile con l’utilizzo di impianti IGCC per lo sfruttamento del carbone è la possibilità di avere emissioni inquinanti inferiori rispetto agli impianti che sfruttano la combustione diretta del combustibile, sia per quanto riguarda le particelle solide che gli ossidi di zolfo e di azoto. La produzione di ossidi di azoto è limitata controllando la temperatura di combustione, mentre la depurazione del syngas prodotto, a monte della sua combustione, evita l’emissione di composti solforati e di particolato solido, la cui rimozione sarebbe comunque necessaria poiché la presenza di particelle solide nei gas combusti danneggerebbe l’espansore della turbina. La rimozione dei composti dello zolfo dal syngas può essere realizzata con efficienze maggiori e costi inferiori rispetto ad una operazione analoga effettuata sui gas di scarico, a causa della maggiore diluizione delle specie da rimuovere in questi ultimi. Inoltre gli impianti di tipo IGCC possono essere più convenientemente integrati con i sistemi di cattura della CO2, nel caso in futuro sistemi di questo tipo, oggi allo stato di studio e sperimentazione su impianti di piccola scala, siano adottati anche per impianti di produzione di larga scala. Infatti anche la CO2 presenta concentrazione maggiore nel syngas rispetto a quella che avrebbe nei gas combusti, quindi la rimozione precombustione, possibile in un impianto IGCC, presenta costi inferiori ed efficienze maggiori. Rispetto alle altre soluzioni innovative citate, gli impianti IGCC presentano infine il vantaggio di utilizzare esclusivamente componenti da tempo noti e adottati nell’industria chimica e meccanica, quindi la loro diffusione non presenta le incognite relative allo sviluppo radicale di nuove tecnologie.

Introduzione _____________________________________________________________________

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Se in un prossimo futuro le normative ambientali diverranno maggiormente restrittive gli impianti IGCC potranno costituire una soluzione molto interessante per l’utilizzo del carbone.

1.6 Obiettivi e motivazione del presente lavoro I vantaggi citati, soprattutto quelli riguardanti gli aspetti ambientali, giustificano l’interesse verso questa tecnologia e lo studio dei suoi possibili miglioramenti: infatti la tecnologia dei cicli a vapore tradizionali si può considerare matura, mentre per gli impianti IGCC è possibile un’evoluzione tecnologica nella direzione di maggiore affidabilità, di costi di investimento inferiori, e di efficienza di conversione più elevata [2]. In particolare sono allo studio alcune soluzioni innovative per il miglioramento dell’efficienza di impianto, che verranno illustrate nel capitolo relativo allo stato dell’arte. Lo studio presentato nel presente lavoro ha come obiettivo il miglioramento dell’efficienza di conversione (rendimento elettrico netto) di un impianto IGCC attraverso lo sviluppo di configurazioni innovative del processo di raffreddamento del syngas e del ciclo gas, nelle quali il calore recuperato viene fornito al ciclo a gas anziché al ciclo a vapore. Le configurazioni innovative sviluppate saranno illustrate nei capitoli seguenti, simulate con un codice numerico sviluppato dal Dipartimento di Energia del Politecnico di Milano, e confrontate con un impianto IGCC di riferimento (la cui configurazione del ciclo gas e dei syngas coolers è di tipo convenzionale). Il lavoro è articolato nel seguente modo:

nel Capitolo 2 è riportata una descrizione della configurazione e del funzionamento degli impianti IGCC esistenti e le loro possibili evoluzioni tecnologiche.

nel Capitolo 3 è descritto il codice utilizzato per le simulazioni e sono illustrate le assunzioni di calcolo effettuate.

nel Capitolo 4 è presentata la configurazione dell’impianto di riferimento e sono riportati i risultati della simulazione relativa.

Nei capitoli 5, 6 e 7 sono descritte le configurazioni di impianto avanzate e sono presentati i risultati delle relative simulazioni.

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2. Stato dell’arte

2.1 I processi di gassificazione 2.1.1 Introduzione La gassificazione consiste nella trasformazione di un combustibile solido in un combustibile gassoso, attraverso un complesso insieme di reazioni. Il processo avviene in un reattore stazionario e isobaro, i flussi entranti sono:

Carbone Ossidante Acqua

Mentre i flussi uscenti sono:

Syngas Ceneri

L’ossidante può essere aria prelevata dall’ambiente, ma nella maggior parte delle applicazioni industriali è impiegato ossigeno con diversa purezza a seconda delle necessità. L’acqua è necessaria come reagente in alcune reazioni ed è introdotta anche per moderare la temperatura del reattore. Il syngas costituisce il prodotto del processo di gassificazione, mentre le ceneri sono il residuo solido della gassificazione, e assumono diverse forme a seconda delle condizioni alle quali avviene la gassificazione. Si possono trovare sottoforma di polveri volatili di varia grandezza, che prendono il nome di “fly ashes”, oppure se la temperatura è superiore alla temperatura di fusione delle ceneri, di scorie agglomerate fuse, che vanno sotto il nome di “slag”. 2.1.2 Efficienza della gassificazione: definizione di Cold Gas Efficency (CGE) Lo scopo della gassificazione del carbone è trasferire l’energia chimica contenuta in quest’ultimo ad un combustibile gassoso. Come tutti i processi di trasformazione dell’energia non ha efficienza unitaria: poiché le reazioni chimiche necessarie al processo di gassificazione avvengono ad elevata temperatura è necessario dissipare parte dell’energia contenuta nel combustibile per aumentare la temperatura del

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reattore. Tuttavia una parte di questa energia può essere recuperata raffreddando il reattore, mentre un’altra parte rimane come calore sensibile nel syngas, che esce dal reattore ad elevata temperatura. Inoltre altre perdite energetiche dipendono dalla conversione del carbone che non è unitaria: particelle di carbonio non combuste possono essere eliminate con le ceneri, ed infine, con la separazione delle specie inquinanti dal syngas, si elimina il potere calorifico di queste ultime. La Cold Gas Efficiency è un indice che rappresenta l’efficienza energetica del processo di gassificazione: è definita come il rapporto tra la potenza uscente dal gassificatore come potere calorifico del syngas e la potenza entrante associata al carbone.

CGE=m'syngas*PCIsyngas

m'carbone*PCIcarbone

2.1.3 Fasi del processo di gassificazione La gassificazione del carbone è sostanzialmente un processo di ossidazione che avviene in difetto di ossigeno rispetto ad una combustione stechiometrica. Secondo quanto descritto in [3], le fasi principali del processo sono:

Deumidificazione: il carbone si scalda e l’acqua presente progressivamente evapora

Pirolisi: a temperature comprese tra i 400 e i 600°C le molecole più volatili si liberano formando la frazione gassosa, composta dai composti volatili e da oli ed idrocarburi pesanti presenti allo stato di vapore o liquido in sospensione, che vengono indicati con il nome di tar.

Cracking termico: se la temperatura raggiunta dal syngas è maggiore di 1000°C le molecole pesanti della frazione volatile si decompongono in H2, CO2 e CO; se invece la temperatura è contenuta i tar escono con il syngas rimanendo nella forma di vapore o liqudo in sospensione. Il residuo solido poroso che risulta è detto char.

Combustione del char: gli idrocarburi più pesanti presenti nel char reagiscono ad elevata temperatura con l’ossigeno.

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2.1.4 Reazioni chimiche Durante il processo di gassificazione avvengono numerose reazioni, che si possono raggruppare secondo diverse tipologie: Reazioni di ossidazione

C + 12

O →CO

CO+ 12

O →CO2

C +O2 →CO2 H+ 1

2O2→H2O

Queste reazioni, che sono fortemente esotermiche e veloci, sono necessarie a fornire il calore utile per scaldare il gas alla temperatura desiderata, sono quindi desiderate nonostante consumino una parte del potere calorifico del combustibile, e riducano di conseguenza il potere calorifico del syngas prodotto. Reazioni di riduzione

C + CO2→ 2CO reazione di Bouduard C+H2O→CO + H2 reazione di gassificazione

Queste reazioni sono endotermiche, sono quindi favorite alle alte temperature. È necessario favorire queste reazioni al fine di avere un gas con elevata presenza di CO e H2 e quindi elevato potere calorifico. Reazione di Water-Gas shift CO + H2O ↔ CO2 + H2 Si tratta di una reazione esotermica necessaria per aumentare il rapporto H2/CO nel syngas. Nei casi in cui si desidera un elevato rapporto H2/CO, per esempio in un impianto per la produzione di idrogeno o in un impianto per produzione di energia elettrica dotato di sistemi per la separazione della CO2 è possibile aggiungere un reattore catalitico che favorisce questa reazione a valle del gassificatore.

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Reazione di metanazione C + 2H2 ↔ CH4 È una reazione esotermica, favorita quindi dalle basse temperature. Consuma parte dell’idrogeno, tuttavia la presenza di metano nel syngas è utile perché ne aumenta il potere calorifico, inoltre, poiché si tratta di una reazione esotermica, è utile al fine di aumentare la temperatura del gas. Reazioni che coinvolgono altri elementi Le reazioni sopra citate sono quelle che descrivono il processo di gassificazione, tuttavia non tengono conto degli elementi contenuti nel carbone in quantità minore, ma che possono formare composti inquinanti o dannosi per alcuni componenti dell’impianto, che devono quindi essere rimossi dal syngas prodotto.

Zolfo: lo zolfo presente nel carbone reagisce con l’idrogeno e l’ossigeno presenti nel gassificatore. Data l’atmosfera povera di ossigeno si converte in H2S. una piccola parte di esso si ossida a SO2, che poi reagisce col carbonio e forma COS.

Azoto: la maggior parte dell’azoto si converte in azoto molecolare. Una minima parte reagisce con l’idrogeno e forma ammoniaca, inoltre, sempre a causa dell’ambiente povero di ossigeno anche la formazione di ossidi di azoto è ridotta al minimo.

2.1.5 Effetto di alcuni parametri di processo Temperatura Aumentando la temperatura del reattore si sposta l’equilibrio in favore delle reazioni endotermiche di gassificazione, si favorisce il cracking termico degli idrocarburi più pesanti presenti nel tar e si velocizza la cinetica di tutte le reazioni. È quindi favorita la formazione di molecole semplici, come H2, CO, CH4. La presenza di queste specie, dall’elevato potere calorifico, aumenta la CGE del processo, tuttavia per elevare la temperature sono necessarie reazioni di ossidazione che riducono la CGE. La scelta della temperatura ottimale non dipende solo dal valore della CGE, ma anche dai costi di investimento e di processo [3]. In generale la temperatura scelta è la minima sufficiente per ottenere una buona CGE, il cracking del tar, una cinetica sufficientemente veloce e la fusione delle ceneri. Se la fusione delle ceneri non è prevista la temperatura scelta sarà di poco inferiore al valore di fusione delle ceneri.

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Pressione Il valore della pressione non influenza l’equilibrio chimico del processo, poiché la maggior parte delle reazioni presenti non comporta variazione del numero di moli. Una pressione più elevata permette di ridurre le dimensioni del reattore, ma è limitata dalle caratteristiche strutturali dell’impianto [3]. Inoltre la pressione di gassificazione influenza le prestazioni dell’impianto IGCC: pressione maggiore comporta maggiori pressioni parziali degli inquinanti che permettono maggiori efficienze dei processi di rimozione [3]. Infine con la pressione aumenta la temperatura del recupero termico dal syngas nel caso di raffreddamento con water quench, come verrà illustrato in seguito. Scelta dell’ossidante Come anticipato come ossidante può essere impiegata aria o ossigeno prodotto da una sezione di impianto dedicata. Questa soluzione comporta un elevato consumo energetico, tuttavia presenta numerosi vantaggi:

Riduzione delle dimensioni dell’impianto, determinata dalla minore portata del flusso di ossidante in ingresso.

La quantità di inerti presenti nel gassificatore è sensibilmente minore, con conseguente diminuzione del calore necessario al raggiungimento delle temperature di gassificazione. Per la generazione di questo calore è necessario un maggiore avanzamento delle reazioni di ossidazione, con una diminuzione della CGE nel caso di alimentazione ad aria.

Il potere calorifico del syngas prodotto è sensibilmente maggiore poiché esso non contiene la portata di inerte introdotto con l’aria. Inoltre la pressione parziale degli inquinanti maggiore facilita il processo di rimozione.

La presenza dei vantaggi citati porta alla scelta di alimentare il gassificatore con ossigeno. La maggior parte dei gassificatori esistenti impiega quindi ossigeno come ossidante, nonostante il notevole consumo energetico derivante dal processo di separazione aria.

2.2 I gassificatori 2.2.1 Categorie di gassificatori I gassificatori possono essere classificati secondo tre categorie a seconda del funzionamento del letto:

Gassificatori a letto fisso

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Gassificatori a letto fluido Gassificatori a letto trascinato

Gassificatore a letto fisso In questa configurazione il carbone entra dall’alto e fluisce controcorrente con i gas prodotti. L’ossidante e il vapore entrano dal basso. Le particelle solide scendono lentamente, incontrando temperature crescenti. L’acqua si libera nella parte alta del reattore, mentre nella parte immediatamente successiva gli elementi più volatili si miscelano con i gas ascendenti. Nella zona inferiore avvengono le reazioni di gassificazione che sono endotermiche, sono quindi favorite dalle basse temperature. Le particelle più pesanti giungono nella parte più bassa del reattore dove si ossidano attraverso reazioni fortemente esotermiche. Le temperature raggiunte sono prossime a 1200°C. A questa temperatura le ceneri fondono e si raccolgono sul fondo del reattore dal quale vengono separate. I tempi di residenza del carbone nel reattore risultano abbastanza elevati poiché le particelle devono essere di una certa dimensione –non troppo piccole- per non ostacolare il flusso dei gas che risalgono, inoltre la cinetica delle reazioni di riduzione è lenta in assenza di catalizzatori. Per questo motivo i gassificatori a letto fisso hanno dimensioni maggiori degli altri oppure, a pari dimensioni, la produttività di syngas è limitata. Nella zona in cui avviene la pirolisi la temperatura è mantenuta al di sotto della temperatura di fusione delle ceneri (tra i 900°C e i 1000°C) perché a temperature superiori si rischia la coesione del letto. La temperatura raggiunta non è sufficiente per il cracking termico degli idrocarburi più complessi, che rimangono in fase solida: il contenuto di tar nel syngas prodotto è elevato. Tuttavia a causa della non elevata temperatura di uscita del syngas (può essere compresa tra 300 e 550°C) la CGE è elevata. Poiché parte del carbone che arriva nella zona di combustione è già reagito la quantità di ossidante necessaria è ridotta. Per questo motivo è possibile alimentare il gassificatore con aria, poiché la quantità di azoto presente non richiede una elevata spesa energetica.

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Figura 2.1: Gassificatore a letto fisso

Gassificatore a letto fluido In questo tipo di gassificatore il carbone è alimentato nello stesso modo del caso precedente, ma in pezzatura più piccola, inferiore ai 5 mm. Il flusso di ossidate e vapore è alimentato a velocità consistente, tale da garantire un continuo rimescolamento del letto di carbone. La temperatura è uniformemente distribuita all’interno del letto ed è mantenuta tra gli 800°C e i 1000°C. la cinetica è quindi più elevata e tempi di residenza del carbone sono inferiori [3]. A causa della completa miscelazione del carbone con le ceneri è inevitabile che una parte di esso venga eliminata con le ceneri che vengono raccolte sul fondo del reattore e raffreddate: l’efficienza di conversione del carbone è quindi più bassa, in generale non supera il 97%, mentre per i gassificatori a letto fisso e a letto trascinato essa raggiunge il 99% [3]. Una possibilità offerta da questo tipo di reattore è la rimozione dello zolfo all’interno di esso: è possibile alimentare sorbenti come CaO e CaCO3, che poi vengono eliminati con le ceneri. Il principale vantaggio di un letto fluido è la possibilità di alimentare contemporaneamente combustibili con diverse caratteristiche e pezzature, infatti le particelle più grandi non reagite possono essere separate dal syngas attraverso dei cicloni e ricircolate all’interno del letto. Anche in questo reattore la temperatura massima è inferiore a quella a cui avviene il cracking termico degli idrocarburi pesanti, quindi abbiamo elevata presenza di tar nel syngas prodotto [3].

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Figura 2.2: Gassificatore a letto fluido

Gassificatore a letto trascinato (entrained flow) Questo reattore è un combustore che opera in difetto di ossigeno. Opera ad una pressione compresa tra 40 e 70 bar e a temperatura molto elevata a causa delle reazioni di ossidazione. Il polverino di carbone ha dimensioni inferiori a 0,1 mm ed è alimentato in equicorrente con l’ossidante e il vapore. A causa delle elevate temperature raggiunte e delle ampie superfici di contatto garantite dalla pezzatura fine, la cinetica delle reazioni è molto veloce. Poiché le temperature raggiunte sono superiori e consentono il cracking termico degli idrocarburi, la conversione del carbone è molto elevata, in generale superiore al 99% e non ci sono idrocarburi pesanti (tar) nel syngas prodotto [3]. I tempi di residenza sono paragonabili a quelli delle caldaie a carbone tradizionali, quindi i gassificatori realizzati secondo questa configurazione sono i più compatti. L’elevata temperatura raggiunta comporta la fusione della maggior parte delle ceneri, che si raccolgono sul fondo sottoforma di slag, che poi viene recuperato, mentre solo la parte più leggera di esse, chiamata fly ashes, rimane in sospensione nel syngas ed è separata attraverso dei cicloni. La CGE diminuisce rispetto agli altri gassificatori, poiché l’avanzamento delle reazioni di ossidazione necessarie per raggiungere elevate temperature consuma parte dell’energia chimica contenuta nel combustibile. Generalmente la CGE per questo tipo di reattore non supera l’80% [4]. Per l’ossidazione è richiesta una elevata quantità di ossidante, pertanto è necessario utilizzare ossigeno: infatti il calore sensibile necessario per

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scaldare l’azoto presente ridurrebbe ulteriormente la CGE [3]. A causa dell’elevata compattezza e semplicità costruttiva sono i reattori più utilizzati nelle applicazioni industriali, e di fatto sono gli unici utilizzati negli impianti IGCC alimentati a carbone. Possono essere alimentati con qualsiasi tipo di carbone, tuttavia per la gassificazione delle biomasse sono necessari alcuni accorgimenti poiché la biomassa, a causa delle fibre in essa contenute, può essere macinata finemente solo dopo aver subito alcuni pretrattamenti [5].

Figura 2.3: Gassificatore a letto trascinato

2.2.2 Caratteristiche dei gassificatori a letto trascinato Scambio termico Il gassificatore può essere adiabatico o raffreddato:

un reattore adiabatico è di costruzione più semplice ed immediata: le pareti sono rivestite di un materiale refrattario, tuttavia a causa dell’elevato flusso termico a cui questo materiale è sottoposto il reattore necessita di una frequente manutenzione e sono più probabili eventuali sostituzioni del reattore. Il vantaggio economico relativo alla semplicità si scontra con i costi di manutenzione e mancata produzione.

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Un gassificatore raffreddato è dotato di pareti membranate analoghe a quelle utilizzate nei generatori di vapore. Le pareti del gassificatore sono realizzate in acciaio: il sistema di raffreddamento è necessario per garantire che la temperatura non superi quella massima consentita per la resistenza a creep del materiale. Le pareti sono membranate e all’interno dei tubi vi è dell’acqua in cambiamento di fase, la quale garantisce elevati coefficienti di scambio termico. Il vapore prodotto è utilizzato per usi industriali: nel caso di un gassificatore integrato con un ciclo combinato è inviato alla sezione a vapore di tale ciclo. La pressione di evaporazione può essere scelta e dipende dalle caratteristiche della caldaia a recupero. Generalmente si adotta una pressione di evaporazione maggiore della pressione del gas all’interno del reattore in modo tale che, in caso di rottura dei tubi della parete membranata, il syngas non entra nel circuito del vapore, ma il vapore fuoriesce dai tubi e riduce la temperatura del gassificatore facilitando lo spegnimento. Poiché la temperatura dei gas all’interno supera i 1400°C, con una pressione di evaporazione maggiore diminuiscono le irreversibilità legate allo scambio termico, ma la pressione massima è limitata dallo spessore dei tubi. A differenza dei generatori di vapore, le pareti membranate del gassificatore sono protette da scudi di materiale refrattario. Deve essere infatti evitato il contatto diretto tra pareti in metallo e slag poiché le ceneri possono contenere sostanze corrosive.

Alimentazione del combustibile Per alimentare il combustibile al gassificatore è necessario portarlo ad una pressione superiore a quella presente all’interno del reattore. Poiché è molto complicato comprimere un solido in modo stazionario occorre sfruttare la compressione di un fluido ausiliario. Sono impiegate due diverse tecnologie a seconda del fluido scelto:

Alimentazione a secco tramite lock hoppers Alimentazione a umido tramite slurry di acqua e carbone

Alimentazione tramite lock hoppers Il polverino di carbone è miscelato con un gas compresso. Il gas deve essere inerte per evitare l’ossidazione della carica in pressione: se il gassificatore è alimentato con l’ossigeno prodotto da un ASU è disponibile dell’azoto, che in genere è utilizzato per questo scopo. La miscela costituita da polverino e azoto non può essere elaborata da un compressore, quindi si utilizza un dispositivo a funzionamento batch chiamato lock hopper: una camera viene riempita dall’alto con il polverino di carbone, poi la valvola di alimentazione viene chiusa e la camera viene pressurizzata con un flusso di gas inerte. A questo punto si apre una valvola sul fondo e la miscela pressurizzata esce. Per raggiungere le pressioni necessarie all’alimentazione del gassificatore, intorno a 40-50 bar, solitamente si usano 2 o 3 camere in serie. Si possono anche realizzare sistemi in

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parallelo, in cui mentre una camera è in fase di caricamento l’altra è in scaricamento. Al crescere della pressione aumenta la quantità di inerte richiesto, con un aumento del lavoro di compressione e una maggiore diluzione del syngas, che ne diminuisce il potere calorifico [3].

Figura 2.4: Sistema lock-hopper per la pressurizzazione del carbone alimentato al gassificatore Alimentazione tramite slurry Il polverino di carbone è miscelato con acqua: si ottiene un fluido molto viscoso chiamato slurry, che può essere pressurizzato attraverso una pompa. Esiste un limite massimo al rapporto solido/liquido che permette la pompabilità del fluido: di solito il rapporto è 2/3 carbone e 1/3 acqua [3]. Questa soluzione permette i raggiungere pressioni di gassificazione maggiori e quindi gassificatori più compatti mantenendo elevata affidabilità e semplicità costruttiva dell’impianto. Tuttavia la presenza di acqua liquida tra i reagenti diminuisce l’entalpia del flusso in ingresso nel reattore: parte dell’energia chimica del combustibile è utilizzata per l’evaporazione dell’acqua, con una conseguente diminuzione della CGE del processo: mentre per gassificatori alimentati a secco si raggiungono CGE superiori all’80%, con alimentazione tramite slurry in generale la CGE non supera il 65% [3]. L’acqua svolge anche la funzione di moderatore: non è necessario alimentare vapore al gassificatore.

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2.3 Configurazione tipica di un impianto IGCC La configurazione impiantistica tipica di un impianto IGCC alimentato a carbone è rappresentata in figura 2.5. L’impianto è composto da:

Sezione di gassificazione, che comprende il gassificatore e i sistemi di raffreddamento, secondo una delle configurazione illustrate nel capitolo precedente.

Sezione di purificazione del syngas, costituita da un sistema di separazione dei gas acidi e dai sistemi di trattamento di questi ultimi.

Sezione di produzione di potenza, che consiste in un ciclo combinato alimentato dal syngas prodotto, con alcune modifiche che permettono il recupero termico dai processi di raffreddamento del syngas.

Sezione di separazione aria, necessaria per fornire l’ossigeno al gassificatore.

Nei paragrafi successivi vengono descritti in dettaglio i componenti dell’impianto.

Figura 2.5: Schema tipico di un impianto IGCC

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2.3.1 Gassificatore Per gli impianti IGCC alimentati a carbone sono impiegati esclusivamente gassificatori a letto trascinato [2]. Questa scelta è dettata dalle dimensioni dell’impianto: per avere costi specifici accettabili della sezione di potenza si adottano macchine di grande taglia, ed il gassificatore deve fornire portata di syngas necessaria. I gassificatori a letto trascinato garantiscono elevata produzione di syngas anche con dimensioni più compatte. In generale impiegano ossigeno come ossidante; il processo può avvenire in uno o due stadi. Esistono impianti sia con gassificatore adiabatico che dotato di sistema di raffreddamento. Anche per quanto riguarda l’alimentazione del combustibile esistono sia realizzazioni che impiegano lock hoppers che gassificatori alimentati tramite slurry. 2.3.2 Sezione di separazione aria (ASU) In tutti gli impianti funzionanti con un gassificatore a letto trascinato l’ossidante alimentato al reattore è ossigeno a elevato grado di purezza. Questa soluzione conviene rispetto alla gassificazione con aria per due motivi:

Alimentando aria occorre portare alla temperatura necessaria per la gassificazione anche la massa di inerte presente all’interno del reattore, con maggiore avanzamento delle reazioni di combustione e conseguente diminuzione della CGE del gassificatore.

L’azoto presente nell’aria rimane nel syngas prodotto, diminuisce quindi il suo potere calorifico: a parità di energia termica occorre dimensionare l’impianto per una portata maggiore, con aumento degli ingombri e dei costi di impianto.

Nella pratica industriale esistono diverse soluzioni per ottenere un flusso di ossigeno a elevata purezza a partire da un flusso di aria:

Pressure Swing Adsorber (PSA) Membrane Impianti di distillazione criogenica

Per le taglie di impianto necessarie per l’utilizzo in un IGCC l’unica soluzione industrialmente possibile è la distillazione criogenica. È impiegato un sistema di distillazione a doppia colonna [3]: una colonna opera a pressione di poco superiore alla pressione ambiente e a temperatura intorno a -200°C. Questa colonna svolge sia le funzioni di rettifica che di strippaggio e produce ossigeno e azoto ad elevata purezza. La seconda colonna,che funziona a pressione e temperatura più elevata, ha invece solo la funzione di rettifica: è alimentata con aria compressa e produce un flusso di

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azoto ad elevata purezza, mentre dal basso è estratto un flusso di aria arricchita in ossigeno che alimenta la colonna di bassa pressione. Le due colonne sono accoppiate termicamente, il condensatore della colonna di alta pressione funziona come reboiler dell’altra colonna. La configurazione a doppia colonna è rappresentata nella figura 2.6.

Figura 2.6: Schema di un ASU a doppia colonna Il processo di separazione è molto costoso dal punto di vista energetico: l’energia necessaria per comprimere l’aria fino a 5 o 6 bar costituisce il principale costo energetico dell’ASU e può raggiungere il 10% dell’energia complessivamente prodotta dall’impianto IGCC [3]. L’ASU può essere integrata con il ciclo di potenza se una parte dell’aria compressa necessaria viene spillata dal compressore della turbina a gas per essere inviata all’ASU. Questa soluzione presenta un miglior rendimento di compressione dell’aria, infatti il compressore di una turbina a gas ha efficienza fluidodinamica più elevata. Inoltre il compressore dell’ASU deve essere dimensionato per elaborare una portata minore, con costi di investimento inferiori; infine aumentando la portata elaborata dal compressore del ciclo a gas a pari portata in turbina diminuisce il rischio di stallo. Gli svantaggi di questa soluzione sono una maggiore complicazione dell’impianto ed una forte riduzione della flessibilità del sistema. L’aria in ingresso a pressione maggiore rende necessario pressurizzare l’impianto di separazione che quindi produce ossigeno e azoto pressurizzati, inoltre è necessario adottare un sistema per il raffreddamento dell’aria spillata. La flessibilità di utilizzo si riduce poiché l’ASU ha elevatissime inerzie

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termiche e quindi transitori lunghissimi in occasione delle fermate dell’impianto, durante le quali sarebbe in ogni caso richiesto il funzionamento del compressore del ciclo a gas. Per questo motivo una integrazione totale sarebbe impensabile: in alcuni impianti si sceglie un’integrazione parziale dell’ASU [2], ma nella maggior parte dei casi la maggiore complessità dell’impianto e la ridotta flessibilità portano alla scelta di un’ASU non integrata, nonostante i vantaggi fluidodinamici e per l’efficienza della turbina a gas che l’integrazione comporterebbe. 2.3.3 Raffreddamento del syngas Caratteristica comune a tutti i gassificatori a letto trascinato è che il syngas è prodotto ad elevata temperatura; è quindi necessario recuperare calore raffreddando il syngas. Il calore così recuperato è una parte non trascurabile dell’energia chimica del combustibile di partenza, pertanto l’efficienza dell’intero impianto IGCC dipende fortemente dalla bontà termodinamica del processo di raffreddamento. Dal punto di vista termodinamico la scelta migliore sarebbe inviare il syngas ad alta temperatura alla turbina a gas. In questo modo il calore sensibile del syngas contribuisce al riscaldamento del fluido di lavoro: viene convertito in lavoro con la stessa efficienza del ciclo a gas. A parità di temperatura massima del ciclo a gas, che è fissata dai limiti superiori imposti dai materiali, se il syngas è a temperatura maggiore è possibile inviarne al combustore una quantità minore. Inoltre con questa soluzione non ci sarebbe alcuna necessità dei dispositivi di raffreddamento con conseguente semplificazione dell’impianto e riduzione dei costi di investimento. Tuttavia sarebbe necessario realizzare una consistente parte dell’impianto in materiale resistente ad alta temperatura, che sono spesso materiali innovativi e dal costo specifico elevato. Inoltre il syngas all’uscita del gassificatore contiene diverse sostanze come composti dello zolfo oltre a fly ashes e particolato che sono dannosi per la turbina a gas o l’HRSG, o che in ogni caso non possono essere liberate nell’ambiente circostante. È necessario quindi rimuovere queste sostanze dal syngas prima della sua combustione, come sarà illustrato in seguito. Negli impianti IGCC esistenti sono impiegate tecniche di rimozione, basate su filtri o sistemi ad assorbimento chimico o fisico, che non tollerano gas ad alta temperatura. È necessario raffreddare il syngas fino ad una temperatura intorno ai 250°C prima di inviarlo ai dispositivi di trattamento. Attualmente sono allo studio processi che permetterebbero la pulizia del syngas a temperature più elevate, anche fino a 500°C, che vanno sotto il nome di Hot Gas Clean Up (HCGU). Se fosse possibile effettuare la pulizia del syngas a queste temperature si avrebbero i vantaggi esposti in precedenza: eliminazione di parte degli scambiatori, con una notevole semplificazione dell’impianto, e un più efficiente recupero termico. Tuttavia questi processi sono ancora in fase di sviluppo e non si prevedono applicazioni a livello industriale a breve termine.

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Negli impianti IGCC esistenti oggi il calore è recuperato attraverso scambiatori ed è utilizzato per generare vapore che poi espande nella turbina a vapore producendo lavoro. Uno scambiatore convettivo tradizionale non è compatibile con la temperatura di uscita dal gassificatore, inoltre il gas contiene ceneri sottoforma di slag allo stato liquido che potrebbero danneggiare i banchi dello scambiatore. Per raffreddare il syngas fino alla temperatura di solidificazione dello slag esistono 4 configurazioni di impianto:

Syngas cooler radiativo: il raffreddamento dalle condizioni di uscita del gassificatore (1200-1400°C) fino alla temperatura di 900°C avviene in un cooler radiativo: si tratta di una grande camera in cui lo scambio termico avviene soprattutto per irraggiamento. Qui lo slag solidifica e poi viene separato attraverso cicloni. Il syngas viene ulteriormente raffreddato in uno scambiatore convettivo, che lo porta ad una temperatura di 250-300°C. Entrambi gli scambiatori producono vapore ad alta o media pressione che è poi inviato alla turbina del ciclo a vapore. Il recupero termico è efficiente, ma a causa delle dimensioni dello scambiatore radiativo è una soluzione dall’elevato costo di investimento [3].

Figura 2.7: Syngas cooler radiativo e convettivo

Gas quench: si effettua uno spegnimento (quench) del syngas ad alta temperatura attraverso la miscelazione con syngas ricircolato all’uscita di un

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cooler convettivo che ha una temperatura di circa 300°C. Il syngas è portato ad una temperatura pari a 900-1000°C. A questa temperatura le ceneri solidificano e vengono separate con un ciclone. A valle del quench il raffreddamento prosegue in un cooler convettivo che produce il vapore ad alta pressione necessario per la turbina a vapore [3].

Figura 2.8: Gas Quench

Water quench totale: il quench può essere effettuato saturando il syngas con dell’acqua allo stato liquido. In questo caso la temperatura raggiunta dipende dalla pressione di gassificazione, ma di solito è intorno ai 250°C. E’ un sistema molto più economico ed affidabile: non ci sono grandi scambiatori che operano ad elevata temperatura. La quantità di calore recuperata è la stessa dei due casi precedenti, ma si tratta di calore disponibile a temperatura più bassa, che verrà quindi convertito in lavoro con rendimento minore. Con questa configurazione le ceneri vengono recuperate con l’acqua [3].

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Figura 2.9: Water quench totale

Water quench parziale: è possibile abbassare la temperatura del syngas

attraverso il quench con acqua fino alla temperatura di solidificazione delle ceneri, poi raffreddarlo in uno scambiatore convettivo. In questo modo si elimina lo scambiatore radiativo che è il componente più ingombrante e costoso, ma si produce una certa quantità di vapore ad alta pressione nello scambiatore convettivo. Questa soluzione potrebbe garantire una buona efficienza di conversione senza i problemi legati allo scambiatore radiativo, tuttavia non ha ancora trovato applicazione industriale [6].

Figura 2.10: Water Quench parziale Le due principali tecnologie commerciali oggi esistenti, che utilizzano le soluzioni descritte per il gassificatore e la configurazione del sistema raffreddamento del singas, sono descritte di seguito:

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Tecnologia Shell: Il gassificatore è monostadio, raffreddato tramite pareti

membranate e con alimentazione a secco tramite lock-hoppers. Combustibile, ossidante e vapore sono alimentati dal basso. Il syngas in uscita dal reattore è raffreddato con quench ad alta temperatura tramite ricircolazione di syngas già raffreddato. Dopo aver separato lo slag tramite cicloni, si utilizza uno scambiatore convettivo per produrre vapore ad alta pressione.

Figura 2.11: Gassificatore di tecnologia Shell [3]

Tecnologia GE Energy/Texaco: Il gassificatore è monostadio e adiabatico con pareti refrattarie. Il combustibile è alimentato tramite slurry ed entra dall’alto, insieme all’ossidante. Il syngas esce dal basso ad una temperatura leggermente inferiore rispetto al gassificatore prodotto da shell a causa del consumo di calore necessario all’evaporazione dell’acqua. L’alimentazione con slurry permette di raggiungere una pressione di gassificazione maggiore. Per il raffreddamento del syngas sono previste due modalità differenti: il raffreddamento con scambiatore radiativo e convettivo oppure un quench totale con acqua liquida.

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Figura 2.12: Gassificatore di tecnologia GE Energy/Texaco[3]

2.3.4 Depurazione del syngas Il syngas in uscita dai syngas coolers contiene numerose sostanze che è necessario rimuovere prima della combustione: si tratta di ceneri fini o particolato che potrebbero danneggiare parti dell’impianto, oltre a sostanze gassose che, dopo la combustione, si convertono in sostanze inquinanti. Le ceneri e le particelle di grosse dimensioni sono separate tramite cicloni che operano ad alta temperatura, secondo le configurazioni descritte nel paragrafo precedente, per evitare che tali particelle sporchino o danneggino i banchi degli scambiatori convettivi. A valle dei syngas cooler è impiegato uno scrubber ad acqua che consente di rimuove le particelle di dimensioni più contenute, oltre agli inquinanti solubili in acqua, come HCN e NH3, che vanno rimossi per evitare problemi di sporcamento o di erosione in turbina. L’acqua viene in parte riciclata dopo essere stata trattata per la rimozione degli inquinanti presenti. Invece per l’eliminazione dei gas acidi, costituiti principalmente da H2S, sono impiegati sistemi ad assorbimento. È utile rimuovere l’H2S dal syngas prima della combustione, per evitare la formazione di ossidi di zolfo. L’eliminazione di SO2 dai gas combusti è un’operazione molto più onerosa e le efficienza raggiunta è minore, poiché le portate in gioco sono molto maggiori e le concentrazioni delle specie inquinanti minori. Durante il processo di gassificazione è prodotta anche una piccola quantità di COS, che è

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convertita in H2S a monte del processo di rimozione di quest’ultimo, attraverso una reazione di idrolizzazione: COS + H2O → CO2 + H2S.

Figura 2.13: Scrubber ad acqua I solventi impiegati per il processo di assorbimento possono essere fisici o chimici. I processi di assorbimento sono favoriti dalle basse temperature e dalle alte pressioni, mentre la rigenerazione del solvente ricco di H2S può essere effettuata a bassa pressione, tramite camere di flash, oppure in una colonna di stripping, nella quale la soluzione viene a contatto con una portata di vapore ad elevata temperatura, alla quale cede il gas assorbito. I solventi di tipo chimico sono generalmente soluzioni acquose contenenti etanoloammine (MEA, DEA), composti dall’elevata solubilità costituite da ammoniaca nella quale uno o più atomi di idrogeno sono sostituiti da gruppi funzionali organici. Le ammine possono reagire con i gas acidi formando legami ionici, per questo motivo garantiscono un assorbimento elevato anche per basse pressioni parziali del gas, ma per elevate pressioni il solvente si satura progressivamente [7]. Come solventi fisici invece sono utilizzati fluidi organici, come glicoli o metanolo, i quali non formano legami chimici, ma sono in grado di assorbire i gas acidi in soluzione [7]. La quantità di soluto assorbito dipende quindi proporzionalmente dalla sua pressione parziale, secondo la legge di Henry. Pertanto a pressione elevata l’efficienza di

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rimozione sarà più elevata di quella ottenibile con un processo di assorbimento chimico.

Figura 2.14: Curva di solubilizzazione della CO2 nei solventi chimici e fisici Segue una breve descrizione dei processi comunemente impiegati per la rimozione dei gas acidi in un impianto IGCC: si tratta di due processi di assorbimento fisico che vanno sotto il nome commerciale di processo Selexol e processo Rectisol, oltre ad un processo di tipo chimico che utilizza come solvente metil-dietanoloammine [7].

Processo Selexol: è un processo basato su fenomeni di assorbimento fisico.Il gas è posto in contatto con il solvente povero di soluto, che porta in soluzione l’H2S ed una frazione della CO2 presente. L’assorbimento è un processo esotermico ed è favorito a bassa temperatura, in particolare avviene a circa 35°C. La soluzione così ottenuta è rigenerata tramite camere di flash multiple o colonne di desorbimento. Il solvente impiegato è una miscela di dimetil-etere e glicole–polietilene: questa scelta garantisce costi contenuti, data la possibilità di rigenerazione con dispendio energetico contenuto, ed un impatto ambientale accettabile. La rigenerazione avviene tramite una soluzione acquosa, dalla quale l’H2S viene separato per evaporazione: il calore necessario all’evaporazione, come quello impiegato per il reboiler della colonna è fornito da una portata di vapore a bassa pressione spillato dal ciclo di potenza.

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Figura 2.15: Schema processo Selexol

Processo Rectisol: si tratta anche in questo caso di un processo di assorbimento fisico, che utilizza metanolo come solvente. Questa soluzione permette di raggiungere efficienze di rimozione maggiori per quanto riguarda l’H2S, inoltre rimuove efficacemente altri inquinanti come ammoniaca, mercurio o HCN. Lo svantaggio principale è rappresentato dal fatto che per assorbire tali sostanze è necessario operare a temperature intorno a -20°C/-40°C, con un consistente aumento dei consumi energetici degli ausiliari, nonostante il calore necessario per la colonna di stripping diminuisce. È quindi quello che ha i costi più elevati tra i processi adottati negli impianti IGCC.

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Figura 2.16: Schema processo Rectisol [7]

Assorbimento chimico tramite metil-dietanoloammine (MDEA): si tratta di un processo di assorbimento di tipo chimico. Il syngas è posto a contatto con il solvente. Le reazioni di assorbimento chimico sono esotermiche avvengono quindi ad una temperatura tra i 40°C e i 70°C, a pressione moderata, mentre la rigenerazione avviene per riscaldamento. Il solvente è scelto a causa dell’elevata solubilità in acqua, scarsa volatilità, elevata efficienza di assorbimento e basso costo. La cinetica del processo è più veloce rispetto ai processi di assorbimento fisico, pertanto le dimensioni dell’impianto sono più contenute, con conseguente riduzione dei costi. Anche i costi energetici per il pompaggio sono inferiori, tuttavia è più elevata la richiesta termica per la rigenerazione.

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Figura 2.17: Schema sistema di assorbimento chimico tramite ammine [7] Sono inoltre in fase di studio processi di assorbimento chimico ad alta temperatura che impiegano come solvente ossidi di zinco e di titanio, che vanno sotto il nome di High temperature desulphurization (HDS). L’impiego di processi di questo tipo permetterebbe di trattare il gas ad alta temperatura, modificando fortemente lo schema di impianto con l’eliminazione dei componenti destinati al raffreddamento del syngas [8]. A partire dall’H2S separato, indipendentemente dal sistema di separazione adottato, è ricavato zolfo elementare attraverso il processo Claus, noto e impiegato da tempo nell’industria chimica [7]. Il processo prevede una combustione dell’H2S, seguita da una reazione catalitica che converte H2S e SO2 in zolfo elementare. Per rispettare i vincoli di emissioni imposti dalle normative sono necessari altri trattamenti dell’off gas a valle del processo Claus, che vanno sotto il nome di SCOT (Shell Claus Offgas Treatment) [7]. 2.3.5 Produzione di potenza La produzione di potenza è effettuata tramite un ciclo termodinamico analogo ad un ciclo combinato tradizionale, ma che utilizza come combustibile il syngas e al quale viene fornito il vapore prodotto dai recuperi termici del processo di gassificazione, che espande nella turbina a vapore. Gli input energetici del ciclo sono quindi il potere calorifico del syngas, che viene convertito in lavoro con efficienza simile a quella di un ciclo combinato tradizionale, e l’entalpia del vapore che è convertita in lavoro in modo

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analogo a quanto avviene in un ciclo a vapore subcritico convenzionale, quindi con efficienza che dipende dalla pressione di evaporazione. Turbina a gas La turbina a gas impiegata per un ciclo IGCC è in genere una turbina a gas industriale di grande taglia, funzionante con un ciclo a gas aperto che utilizza come fluido aria aspirata dall’ambiente. La principale differenza tra un ciclo combinato ed un ciclo IGCC è il tipo di combustibile impiegato: le turbine a gas esistenti sono state progettate per utilizzare gas naturale come combustibile, ma il syngas ha caratteristiche diverse. Per questo motivo la turbina necessita di alcune modifiche per poter essere alimentata con il syngas [2]. La problematica maggiore è rappresentata dalla maggior portata di gas elaborata dalla turbina: poiché il potere calorifico del syngas è un quarto di quello del gas naturale sarebbe necessario alimentare una quantità di combustibile pari a circa quattro volte quella di progetto. Inoltre non è possibile effettuare una combustione premiscelata, come avviene nei combustori delle moderne turbine a gas, poiché il rapporto di infiammabilità con l’aria è molto più elevato rispetto a quello del gas naturale, la combustione è molto più rapida e la temperatura di ignizione è più bassa [9]: premiscelando i reagenti ci sarebbe elevato rischio di ignizioni spontanee. Tuttavia con una combustione diffusiva la temperatura di fiamma raggiunta è quella stechiometrica, che per il syngas è maggiore di quella del gas naturale: la produzione di ossidi di azoto è quindi elevatissima: per ridurre le emissioni è possibile installare un SCR a valle della turbina, ma, a causa della complessità di tali componenti e dell’elevata manutenzione necessaria, nella maggior parte dei casi si preferisce ridurre la produzione di ossidi di azoto in sede di combustione. Si può abbassare la temperatura di fiamma premiscelando il syngas con un inerte. È possibile utilizzare dell’azoto disponibile dall’ASU se il gassificatore è alimentato ad ossigeno oppure del vapore spillato dalla turbina: in quest’ultimo caso la portata necessaria è circa la metà poiché il vapore ha capacità termica maggiore dell’azoto; tuttavia questa soluzione diminuisce il lavoro della turbina a vapore e quindi il rendimento complessivo dell’impianto. Il potere calorifico del combustibile diluito diminuisce ulteriormente, quindi la portata massica necessaria alla combustione diventa circa 10 volte quella prevista per il gas naturale, e può raggiungere anche il 18% della portata massica di aria aspirata [2]. Il combustore e la turbina devono essere dimensionati per poter elaborare la maggiore portata di combustibile e di gas combusti. La potenza sviluppata dalla turbina a gas aumenta proporzionalmente alla portata di gas combusti, mentre la potenza richiesta dal compressore rimane costante. Per questo motivo la potenza netta del gruppo turbogas aumenta ed è necessario verificare se viene superata la resistenza meccanica del gruppo e i limiti di potenza dell’alternatore. Inoltre l’aumento di portata nell’espansore modifica il bilancio fluidodinamico tra turbina e compressore. La portata ridotta all’ingresso della turbina deve rimanere costante: a

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causa della maggiore portata massica dei gas combusti è necessario aumentare la pressione in ingresso. Il nuovo rapporto di compressione potrebbe causare lo stallo del compressore; per evitare il raggiungimento dei limiti di stallo si possono adottare diverse soluzioni [9]:

È possibile aggiungere stadi ad alta pressione al compressore, al fine di raggiungere rapporti di compressione superiori senza incorrere nel rischio di stallo.

È possibile aumentare la sezione di passaggio degli ugelli di turbina: a pressione di ingresso in turbina costante si ha una portata maggiore, mantenendo la portata ridotta costante.

È possibile intervenire sul funzionamento della macchina chiudendo le IGV del compressore. Con questa soluzione la portata massica aspirata si riduce. La portata in ingresso in turbina non varia rispetto all’alimentazione a gas naturale, il rapporto di compressione aumenta ma rimane entro i margini di stallo. Il rendimento del gruppo non varia drasticamente, ma la flessibilità nella regolazione ai carichi parziali si riduce poiché non è più possibile variare il grado di apertura delle IGV. Tuttavia per un impianto alimentato a carbone spesso non è richiesta la possibilità di regolazione.

Infine nel caso si utilizzi un ASU parzialmente integrato con il ciclo a gas una parte della portata d’aria elaborata dal compressore è inviata all’ASU, diminuisce quindi il rischio di stallo a causa della maggiore portata nel compressore a pari portata all’ingresso della turbina.

La maggiore quantità di combustibile modifica anche la composizione chimica dei gas combusti, che contengono una maggiore quantità di H2O e CO2. La differente composizione comporta altre problematiche al funzionamento della turbina. Le principali sono [9]:

Il calore specifico dei gas è mediamente superiore al caso a gas naturale poiché CO2 e H2O sono molecole triatomiche: i Δh per stadio sono superiori e quindi gli stadi più caricati, e il rendimento fluidodinamico dello stadio, ottimizzato per un certo Δh risulta inferiore.

I gas combusti hanno maggiori coefficienti di scambio a causa della presenza di H2O e CO2. Il calore scambiato attraverso le pale diminuisce e il raffreddamento convettivo delle pale peggiora: per mantenere la temperatura del metallo entro un valore accettabile è necessario abbassare la TIT.

La presenza di H2O nei gas, oltre a quella di metalli pesanti eventualmente presenti nel carbone comporta un maggiore e più rapido degrado del TBC delle pale: per sicurezza si riduce ulteriormente la TIT.

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In conclusione per funzionamento con syngas in un impianto IGCC non è richiesto lo sviluppo radicale di nuove macchine, ma sono sufficienti alcune modeste modifiche alle turbine a gas esistenti sul mercato. Ciclo a vapore a recupero Il ciclo a vapore a recupero è analogo a quello di un ciclo combinato di grande taglia, con ulteriori apporti di vapore generato dai recuperi termici del processo di gassificazione. In genere si tratta di un ciclo con generazione di vapore a tre livelli di pressione, tutti subcritici. Il vapore generato nei processi a bassa temperatura, a valle dello scrubber, viene inviato al corpo cilindrico di bassa pressione. Se la configurazione del sistema di raffreddamento prevede scambiatori ad alta temperatura la produzione di vapore avviene a media o ad alta pressione. Al livello di pressione intermedio si aggiunge il vapore prodotto dalle pareti membranate del gassificatore nel caso in cui quest’ultimo sia raffreddato. La presenza dei recuperi termici permette di ridurre la differenza di temperatura tra gas e vapore nei banchi di scambio della caldaia e quindi le irreversibilità generate dallo scambio termico: infatti negli scambiatori per recupero termico del syngas è generato vapore saturo o leggermente surriscaldato partendo da acqua quasi satura, a causa della maggiore semplicità costruttiva e della possibilità di controllo della quantità di calore scambiato. In questo modo nella caldaia a recupero è generata solo una parte del vapore, mentre il preriscaldamento dell’acqua e il surriscaldamento del vapore avvengono per la totalità della portata di fluido. Un’altra differenza rispetto a un ciclo combinato tradizionale è la presenza di spillamenti di vapore dal ciclo per soddisfare le richieste termiche di alcuni processi presenti in un impianto IGCC, per esempio la rigenerazione del solvente impiegato nel processo AGR, oltre al vapore necessario ad alimentare il gassificatore [10].

2.4 Prestazioni di un impianto IGCC L’energia entrante nel sistema è costituita dal potere calorifico del carbone che subisce il processo di gassificazione. A valle di tale processo una frazione dell’energia entrante pari alla CGE definita in precedenza è convertita nel potere calorifico del syngas prodotto. La frazione rimanente dell’energia in ingresso è impiegata per portare la temperatura del processo al valore desiderato, ed è pertanto convertita in calore sensibile. Il calore sensibile del syngas è recuperato attraverso la produzione di vapore durante il processo di raffreddamento: il vapore così prodotto è inviato al ciclo a vapore a recupero. Il ciclo combinato utilizza come combustibile il syngas prodotto dal processo di gassificazione, tuttavia è necessario scontare dall’energia entrante nel ciclo la frazione relativa al potere calorifico dell’H2S, rimosso dal syngas per ragioni ambientali. Come anticipato la turbina a vapore elabora anche la portata di vapore generata dal processo

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di raffreddamento del syngas, di conseguenza la frazione della potenza totale prodotta dalla turbina a vapore è maggiore rispetto al valore che assume per ciclo combinato alimentato a gas naturale. Il rendimento di conversione lordo globale di un impianto, inteso come la potenza elettrica prodotta rispetto all’ energia introdotta con il potere calorifico del carbone, si può esprimere in funzione del calore entrante e dei rendimenti di conversione dei singoli processi:

휂 =푃푄

= 퐶퐺퐸 ∗ [휂 + (1 − 휂 − 휁) ∗ 휂 ∗ 휂 ] + (1 − 퐶퐺퐸 − 휓) ∗ 휂

Nella formula sopra riportata, CGE indica la cold gas efficiency del processo di gassificazione, che generalmente assume valori compresi tra il 75 e l’80%; 휂 indica il rendimento della turbina a gas, che è leggermente superiore rispetto a quello di una turbina a gas alimentata a gas naturale. Il termine 휂 indica il rendimento di recupero termico della caldaia, mentre 휂 rappresenta il rendimento del ciclo a vapore. Questi ultimi due rendimenti sono simili a quelli di un ciclo combinato alimentato a gas naturale. Il termine ζ rappresenta le perdite termiche ed organiche della turbina a gas, mentre il termine φ rappresenta le perdite di rendimento causate dalla potenza non convertita che non è possibile recuperare. Comprende la frazione di carbonio non convertita in syngas, le ceneri separate ad alta temperatura, il potere calorifico del H2S rimosso e le perdite termiche del gassificatore. Le perdite energetiche del processo di gassificazione e depurazione del syngas raggiungono anche il 10% della potenza introdotta con il carbone. Dall’osservazione di questa formula si può notare come la ripartizione della potenza prodotta dai due cicli termodinamici dipenda dal loro rendimento. Inoltre si vede come parte della potenza entrante non convertita in potere calorifico del syngas viene recuperata nel ciclo a vapore. Dalla potenza lorda va poi sottratta la potenza consumata dagli ausiliari di impianto, tra i quali l’ASU è quello che assorbe più potenza; la potenza assorbita da quest’ultimo può raggiungere il 10% della potenza prodotta dall’impianto. I flussi di potenza scambiati tra i vari componenti sono illustrati nella figura 2.18. Il rendimento netto globale ottenuto in un IGCC per gli impianti più avanzati può raggiungere valori pari al 45-46%, tuttavia per la maggior parte degli impianti IGCC esistenti non supera il 42% [2].

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Figura 2.18: Diagramma dei flussi di potenza in un impianto IGCC [2]

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2.5 Possibili evoluzioni tecnologiche Come anticipato nel capitolo introduttivo, allo stato attuale della tecnologia gli impianti IGCC permettono di ottenere efficienze di conversione simili agli impianti a carbone dotati di ciclo a vapore in condizioni USC, ma poiché si tratta di impianti di maggiore complessità, hanno costi di investimento superiori, gestione più difficoltosa, dalla quale derivano affidabilità e disponibilità inferiori. Il vantaggio principale degli impianti IGCC rispetto agli USC è costituito dalle ridotte (virtualmente assenti) emissioni di polveri e di specie inquinanti, in particolare SO2, vantaggio che rende questi impianti competitivi solo se alimentati con carbone di scarsa qualità, ricco di ceneri e di zolfo. Tuttavia nel prossimo futuro è possibile prevedere una riduzione dei costi di impianto, a causa dell’esperienza accumulata con gli impianti esistenti e della diffusione della tecnologia, che permette la standardizzazione dei componenti e dei processi. L’esperienza accumulata consente anche un aumento dell’affidabilità delle nuove realizzazioni. Inoltre negli ultimi anni sono stati effettuati diversi studi sugli impianti IGCC, al fine di aumentarne il rendimento di conversione e migliorarne ulteriormente le prestazioni ambientali. Le soluzione proposte per il miglioramento dell’efficienza sono di diversa natura:

Depurazione del syngas ad alta temperatura (HGCU): depurando il syngas ad alta temperatura è possibile alimentare al combustore syngas ad elevata temperatura, fornendo l’entalpia direttamente al fluido di lavoro. L’entalpia viene convertita in lavoro dalla turbina a gas, con efficienza maggiore del recupero termico tramite vapore. Secondo i risultati riportati in [8] l’efficienza globale dell’impianto aumenta di oltre 2 punti percentuali.

Gassificazione ad aria: Impiegando un gassificatore alimentato ad aria è

possibile ridurre la potenza elettrica assorbita dall’ASU, che costituisce una frazione importante dell’energia prodotta dall’impianto. Tuttavia, con un gassificatore tradizionale, la necessità di portare ad alta temperatura la massa di inerte abbassa fortemente la CGE, e quindi l’energia disponibile dal syngas. Invece, secondo lo studio riportato in [11], impiegando un gassificatore a due stadi si ottiene una CGE di poco inferiore rispetto alla gassificazione con ossigeno. Il gassificatore prevede un primo stadio di combustione ad aria, nel quale viene prodotto il calore necessario per le reazioni di riduzione che avvengono nel secondo stadio e raffreddano il syngas. È presente una ASU di ridotte dimensioni per produrre l’azoto necessario ai lock hoppers e per avere aria arricchita in ossigeno. Adottando questa configurazione la potenza lorda prodotta dall’impianto risulta leggermente inferiore, tuttavia, dato il ridotto

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consumo dell’ASU il rendimento netto dell’impianto aumenta di oltre un punto percentuale.

Impiego di membrane per la separazione di ossigeno: un’altra soluzione per

eliminare l’elevato consumo energetico dell’ASU criogenica è l’utilizzo di membrane per il trasporto di ossigeno, che vanno sotto il nome di OTM (Oxygen Transport Menbrane). Si tratta di membrane ceramiche che operano ad elevata temperatura. L’impiego di membrane di questo tipo potrebbe aumentare il rendimento degli impianti IGCC [12].

Recupero dell’energia dei gas combusti nel processo di gassificazione: è

stata studiata [13] una configurazione di impianto innovativa che prevede il riscaldamento del gassificatore tramite calore recuperato dai gas di scarico della turbina. Non sono necessarie le reazioni di ossidazione, quindi la CGE del processo di gassificazione aumenta, inoltre si riduce anche la portata di ossigeno necessaria e di conseguenza il consumo dell’ASU. I gas combusti hanno temperatura più elevata, pertanto, nonostante il recupero termico la potenza termica fornita alla caldaia a recupero e quindi la potenza del ciclo a vapore rimane costante. Secondo i risultati riportati nell’articolo citato l’efficienza di impianto supera il 50%.

Miglioramento del processo di raffreddamento del syngas: è possibile

ridurre le irreversibilità generate dallo scambio termico nei syngas coolers, soprattutto quelli radiativi, che operano sotto elevate differenze di temperatura. Per esempio si possono impiegare materiali innovativi o una geometria ottimizzata [14]. Inoltre esiste la possibilità di utilizzare un fluido di scambio intermedio, per esempio sali fusi o metalli liquidi: secondo i risultati riportati in [15], con questa soluzione è possibile aumentare l’efficienza globale dell’impianto di 0,75 punti.

Miglioramento della turbina gas: turbine a gas avanzate e con migliori

prestazioni sono sviluppate per l’utilizzo con gas naturale. E’ prevedibile un futuro utilizzo di queste ultime anche per gli impianti IGCC, con il conseguente aumento del rendimento complessivo [2].

Ottimizzazione del progetto del ciclo vapore a recupero: secondo i risultati riportati in [10], è possibile ottimizzare il progetto del ciclo a vapore per massimizzarne l’efficienza. Con un ciclo a vapore ottimizzato la potenza elettrica prodotta dalla relativa turbina aumenta del 6% e la sua efficienza del 2%. Di conseguenza il rendimento complessivo dell’impianto IGCC aumenta dello 0.9%.

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2.6 Configurazioni innovative considerate nel presente lavoro L’obiettivo di questo lavoro è lo studio di nuove configurazioni di impianto che consentirebbero un migliore impiego termodinamico della potenza termica recuperata attraverso il processo di raffreddamento del syngas. Negli impianti IGCC esistenti è prevista la generazione di vapore che poi espande nella turbina a vapore. Pertanto il calore viene convertito in lavoro con efficienza paragonabile a quella di un ciclo a vapore in condizioni subcritiche. È invece possibile utilizzare il calore recuperato dal syngas per preriscaldare l’aria aspirata dal compressore del ciclo a gas prima della combustione. In questo modo la potenza termica è convertita in lavoro tramite l’espansione dei gas combusti nella turbina a gas, che ha efficienza maggiore del ciclo a vapore operando a temperatura più elevata; inoltre lo scambio termico nei syngas coolers avviene sotto differenze di temperatura minori, riducendo le irreversibilità generate dal processo. L’introduzione dell’aria a temperatura maggiore nel combustore permette di raggiungere la temperatura di fiamma desiderata con minore consumo di combustibile, aumenta quindi la potenza prodotta dal ciclo a pari portata di syngas, mentre la portata di vapore prodotto diminuisce di molto rispetto agli impianti esistenti con una conseguente diminuzione della potenza prodotta dalla turbina a vapore. La ripartizione delle potenze prodotte dai due cicli è sbilanciata in favore della turbina a gas, in maniera simile a quanto avviene per un ciclo combinato alimentato a gas naturale. Poiché per preriscaldare l’aria in ingresso al combustore è presente uno scambiatore aggiuntivo è necessario modificare la configurazione del ciclo. Nel presente lavoro sono studiate tre diverse configurazioni del ciclo a gas:

Ciclo a gas con preriscaldamento dell’aria: è installato uno scambiatore controcorrente a valle del compressore, che scalda l’aria raffreddando il syngas.

Ciclo a gas con preriscaldamento dell’aria e compressione interrefrigerata: il compressore è dotato di un intercooler, al fine di diminuire la temperatura di uscita dell’aria. In questo modo è possibile raffreddare il syngas fino a temperatura minore, recuperando una maggiore quantità di calore.

Ciclo a gas con preriscaldamento dell’aria, compressione interrefrigerata e ricombustione: è prevista una seconda combustione dei gas dopo una prima espansione in turbina. Con questa soluzione a parità di potenza della turbina diminuisce la portata di aria aspirata: recuperando la medesima quantità di calore è possibile scaldare l’aria ad una temperatura maggiore.

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3 Metodologia 3.1 Introduzione Per effettuare l’analisi delle prestazioni delle soluzioni impiantistiche citate sono state effettuate le simulazioni numeriche di alcuni modelli, realizzati secondo le tre configurazioni descritte in precedenza. Per confrontare i risultati ottenuti dalle simulazioni con le prestazioni degli impianti IGCC esistenti è utilizzato un modello di un impianto IGCC di riferimento con processo di raffreddamento del syngas tradizionale. Per ciascuna delle configurazioni studiate sono effettuate simulazioni con diverso rapporto di compressione, al fine di valutare la dipendenza delle prestazioni del ciclo al variare di questo parametro. Per poter confrontare i rendimenti e le potenze prodotte dai diversi impianti considerati la portata del carbone alimentato è fissata, ed è la medesima per tutte le simulazioni effettuate. In questo modo rimane costante la potenza termica entrante nel ciclo: al variare del rendimento si osservano le variazioni delle potenze prodotte dai due cicli termodinamici. In seguito è riportata la descrizione del programma utilizzato per le configurazioni e le ipotesi di calcolo adottate per tutte le simulazioni. Le ipotesi relative ai singoli casi analizzati sono riportate nei capitoli successivi, oltre alla descrizione degli impianti simulati.

3.1 Descrizione del programma GS Per la simulazione delle configurazioni di impianto analizzate è utilizzato il programma GS (Gas-Steam simulation code). Si tratta di un codice sviluppato all’interno del Politecnico di Milano per la simulazione termodinamica di impianti per la produzione di potenza (cicli gas, cicli vapore, cicli combinati, celle a combustibile, etc). Il programma è di tipo modulare, ossia contiene un insieme predefinito di componenti (compressore, turbina, pompa, scambiatore di calore, etc) che devono essere interconnessi dall’utente per realizzare il ciclo o l’impianto da simulare. Grazie a tale struttura modulare è possibile simulare un’ampia varietà di configurazioni impiantistiche. I componenti di GS sono i seguenti: 0 - Pump 1 - Compressor 2 - Combustor 3 - Gas turbine (model 0D) 4 - Heat exchanger

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5 - Mixer 6 - Splitter 7 - HRSC (Ciclo a vapore a recupero) 8 - Oxygen separation plant (simple model) 9 - Shaft 10 - Saturator 11 - Chemical converter 12 - Solid Oxides Fuel Cell (SOFC) 13 - Intercooled compressor 14 - Steam cycle 15 - Gas turbine (model 1D) 16 - Molten Carbonate Fuel Cell (MCFC) 17 – H2 membrane WGS 18 - Multiflow heat exchanger 19 - Oxygen separation plant (advanced model) 20 - Steam compressor / expander 21 - PEM fuel cell Il programma risolve iterativamente un sistema le cui equazioni sono i bilanci di massa ed energia di ciascun componente, oltre a correlazioni particolari per alcuni di essi. Le incognite sono le condizioni termodinamiche dei flussi tra i vari componenti. Le equazioni sono in generale non lineari e molto complesse, pertanto sono utilizzati metodi numerici di punto fisso. Per una trattazione approfondita dei metodi numerici utilizzati e delle assunzioni effettuate è possibile consultare la guida del programma GS [16].

3.3 Assunzioni di calcolo comuni per tutte le simulazioni effettuate Come spiegato nel capitolo introduttivo tutte le simulazioni sono effettuate mantenendo fissa la portata di carbone entrante nel ciclo: questa scelta permette di effettuare i confronti tra impianti con input energetico costante. Al variare del rendimento si assiste ad una variazione della potenza prodotta e quindi delle dimensioni delle turbomacchine presenti nella sezione di potenza dell’impianto. Condizioni ambiente Le condizioni dell’aria ambiente adottate sono quelle standard, previste dalla normativa ISO [17] e riportate nella tabella 3.1.

Metodologia _____________________________________________________________________

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Tabella 3.1: Condizioni aria ambiente Temperatura 15 °C Pressione 101325 Pa Umidità relativa 60 % Massa molare 28.85 kg/kmol La composizione dell’aria ambiente è illustrata nella tabella seguente. Tabella 3.2: Composizione aria ambiente. N2 77.28 % CO2 0.03% H2O 1.03% Ar 0.92% O2 20.73% Caratteristiche del carbone utilizzato Il carbone utilizzato per questo lavoro è di tipo Douglas premium, in genere preso come riferimento per quanto riguarda lo studio degli impianti IGCC [18]. La composizione è illustrata nelle tabelle seguenti (tabelle da 3.3 a 3.5). Tabella 3.3: Analisi immediata carbone

Tabella 3.4: Composizione elementare carbone Elemento Frazione molare % C 66.52 N 1.56 H 3.78 S 0.52 Ceneri 14.15 Cl 0.01 Umidità 8 O 5.46

Umidità 8% Ceneri 14.15% Specie volatili 22.9% Carbonio fisso 54.9%

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Tabella 3.5: Altre caratteristiche del carbone Potere calorifico superiore 26.23 MJ/kg Potere calorifico inferiore 25.17 MJ/kg Emissioni specifiche di CO2 349 g/kWhPCI

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4 Impianto di riferimento

4.1 Descrizione impianto di riferimento L’impianto scelto come caso di riferimento è un ciclo combinato con integrata una sezione di gassificazione di tecnologia Shell, e che impiega un processo di tipo Selexol per la rimozione dei gas acidi. L’impianto è simile a quello utilizzato come “test case” nel rapporto EBTF[18], un progetto a cui partecipano alcune università e società europee che ha come obiettivo la definizione di alcuni parametri e linee guida per l’analisi e il confronto di impianti di produzione di potenza elettrica, tra cui gli impianti IGCC. L’impianto qui considerato si differenzia da quest’ultimo nella sezione di separazione aria. Di seguito è riportata la descrizione dettagliata dei componenti. Gassificatore Il gassificatore è a letto trascinato: sono alimentati dal basso il polverino di carbone, di dimensioni inferiori a 0,1 mm, l’ossidante e il vapore. Lo slag si raccoglie sul fondo e viene separato. Il gassificatore è monostadio e raffreddato tramite pareti membranate. L’alimentazione del carbone è a secco e avviene mediante lock hoppers alimentatati ad azoto e come ossidante è impiegato dell’ossigeno prodotto da un’ASU. L’alimentazione con lock hoppers permette di ottenere una CGE superiore a quella che si ottiene con alimentazione tramite slurry, tuttavia non è possibile ottenere pressioni di gassificazione molto elevate: la pressione di gassificazione scelta è di 44 bar, la temperatura invece raggiunge i 1550°C.

Ossigeno

Azoto

raffreddamento slag

slag

Carbone

Gassificatore

Vapore IP

Vapore IP

Acqua IP

SyngasLock

hoppers

Figura 4.1: Schema del gassificatore

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Sezione di separazione aria L’ossigeno necessario al processo di gassificazione è prodotto da un impianto di distillazione criogenica a doppia colonna funzionante ad una pressione di circa 6 bar. L’aria è aspirata dall’ambiente e compressa fino alla pressione desiderata da un compressore dedicato: non si tratta quindi di un ASU integrata con il ciclo di potenza. L’ossigeno è prodotto con purezza pari al 95%, quindi è pompato allo stato liquido fino alla pressione di 80 bar per poter essere inviato al gassificatore. L’ossigeno viene preriscaldato fino alla temperatura di 180°C recuperando calore da una corrente di acqua. L’azoto invece è separato con purezza superiore al 99%. Dopo la compressione tramite compressori interrefrigerati è impiegato per diversi scopi:

Diluizione del syngas al fine di abbassarne il potere calorifico e diminuire la temperatura di fiamma nel combustore.

Presurizzazione del carbone nei lock hoppers. Pulizia dei filtri ceramici a valle del gassificatore.

Figura 4.2: Schema dell'ASU Raffreddamento del syngas La gassificazione avviene a temperatura elevata, alla quale è possibile separate le ceneri sottoforma di slag, che viene raccolto alla base del reattore. Il processo di raffreddamento del syngas avviene secondo la configurazione prevista dalla tecnologia

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Shell, che consiste in un gas quench ad alta temperatura seguito da coolers convettivi. Il syngas all’uscita del gassificatore è miscelato con del syngas ricircolato, in parte a valle del filtro ceramico e in parte a valle dello scrubber. Il gas miscelato si porta alla temperatura di solidificazione delle ceneri, pari a 900°C. Successivamente il syngas è raffreddato in due scambiatori convettivi che producono vapore ad alta e media pressione, che poi è inviato al ciclo a vapore a recupero. A valle dei syngas cooler, il syngas raggiunge la temperatura di 300°C: a questa temperatura viene eliminato il particolato presente attraverso filtri ceramici, e viene ricircolata una parte del syngas. In seguito il syngas è saturato in uno scrubber per eliminare ulteriore particolato e alcuni composti inquinanti solubili in acqua (principalmente HCN, NH3 e cloruri). A valle dello scrubber la temperatura è di circa 150°C: qui una parte della portata è ricircolata tramite un ventilatore e destinata al quench.

Figura 4.3: Schema di gassificatore e processo di raffreddamento del syngas Depurazione del syngas All’uscita dello scrubber è presente il letto catalitico nel quale avviene l’idrolizzazione del COS necessaria per formare H2S. La temperatura del processo è mantenuta a 180°C condensando del vapore a media pressione, inoltre due scambiatori rigenerativi funzionanti con acqua scaldano il syngas in ingresso sottraendo calore da quello a

Ossigeno

Azoto

acqua HP

vaporeIP

acquaIP

Azoto

Syngas

depurazione acqua

acqua dimakeup

58

raffreddamento slag

filtroceramico

scubber

Fly ashes

Gas quench

slag

vapore HP

Carbone

Gassificatore

Syngas

Cooler

lock hoppers

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valle dell’idrolizzatore, permettendo un risparmio sul calore sottratto al ciclo. Successivamente il syngas è raffreddato fino a temperatura ambiente (35°C) fornendo calore all’acqua destinata al saturatore e allo scrubber. La sezione di separazione dei gas acidi (AGR) funziona a 35°C, e prevede la rimozione dell’H2S tramite solvente fisico, secondo il processo Selexol. È adottata questa soluzione perché permette di ottenere una buona efficienza di rimozione, il solvente utilizzato non ha costi elevati e presenta rischi ambientali contenuti. Inoltre l’assorbimento avviene a temperatura ambiente, quindi senza la necessità di complessi sistemi ausiliari e per la rigenerazione è necessario calore a bassa temperatura. Per facilità di consultazione è riportato ancora qui sotto lo schema del processo Selexol già mostrato a pagina 38. L’H2S viene trattato in un impianto Claus e successivamente SCOT per recuperare lo zolfo. Il syngas depurato viene diluito con azoto proveniente dall’ASU e saturato con acqua per abbassare la temperatura di fiamma nel combustore e ridurre la produzione di ossidi di azoto. Infine, prima di essere inviato alla sezione di potenza, il syngas è riportato alla temperatura di 200°C recuperando calore dalla condensazione di vapore a media pressione in uno scambiatore rigenerativo.

Figura 4.4: Schema sistema AGR di tipo Selexol Turbina a gas La turbina a gas impiegata in questo impianto è rappresentativa delle macchine “Frame F” attualmente usate nei cicli combinati di grande taglia. Si tratta di una turbina a gas in

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ciclo semplice e aperto. Il fluido impiegato è aria aspirata dall’ambiente, il compressore e l’espansore sono macchine assiali in configurazione monoalbero. Il combustore e gli stadi della turbina operanti ad elevata temperatura sono dotati di sistema di raffreddamento ad aria, che è spillata dal compressore. Le caratteristiche tecniche e parametri progettuali sono stati derivati dall’analisi delle prestazioni e dati di targa delle turbine a gas esistenti GE 9371F e Siemens STG5-4000F [18]. I principali parametri ed indici prestazionali relativi al funzionamento a gas naturale sono riportati in Tabella 4.1. Sono adottati gli accorgimenti necessari per risolvere le problematiche derivanti dall’utilizzo del syngas come combustibile illustrati in precedenza: il compressore opera con le IGV chiuse e la combustione è di tipo diffusivo. Il compressore non presenta spillamenti di aria da inviare all’ASU, che aspira la totalità dell’aria necessaria al suo funzionamento dall’ambiente con un compressore dedicato. Tabella 4.1: Prestazioni turbina a gas alimentata a gas naturale Rapporto di compressione 18.1 Temperatura di ingresso in turbina (TIT) 1360 °C Temperatura di scarico dei gas (TOT) 603 °C Potenza netta 280 MW Lavoro specifico 420 kJ/kg Rendimento 38.5 % Ciclo a vapore a recupero Il calore dei gas combusti all’uscita della turbina a gas viene recuperato in una caldaia a recupero che genera vapore a tre livelli di pressione: 144 bar, 36 bar e 4 bar. Solo il livello di pressione intermedio è dotato di banchi di risurriscaldamento. Nel corpo cilindrico di alta pressione è immessa una portata di vapore generata nel syngas cooler ad alta temperatura. Il vapore di media pressione invece è generato, oltre che da un syngas cooler, dalle pareti membranate del gassificatore. Non tutto il vapore così generato è restituito al corpo cilindrico: infatti parte di esso viene riutilizzata per altre necessità dell’impianto come l’idrolizzazione del COS ed il riscaldamento del syngas dopo la diluizione. Il vapore necessario per il reboiler della colonna di assorbimento dell’H2S e per la rigenerazione dei filtri dell’ASU è spillato dalla turbina. L’acqua ottenuta dalla condensazione di queste portate di vapore è restituita al ciclo di potenza al condensatore.

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Figura 4.5: Schema del ciclo a vapore

Schema di impianto Nella pagina successiva è illustrato lo schema complessivo dell’impianto: i flussi numerati rappresentano i punti principali dell’impianto, di cui verranno presentate le proprietà termodinamiche e la composizione chimica nel paragrafo relativo alla presentazione dei risultati delle simulazioni.

~

IP rh LP

sh IP eco

HP eva

LP eva HP

sh

HP eco IP

eva HP eco

IP sh LP

eco gas in

gas out

gas in

acqua al cooler HP

acqua ai recuperi HP

vapore dal cooler HP

vapore dai recuperi HP

vapore per Selexol reboiler e filtri ASU

acqua da Selexol reboiler e filtri ASU

condensato

~~

Acid GasRemoval

Air SeparationUnit

zolfo

Gassificatore

1

coolerHP

coolerIP scrubberfiltro

ceramico

COS

hydr

olize

r

water heater

water heater

syngasheater

2 3

4

5

6

7

8

9

10

11

12 14

13

15

17

18

23 22 21

ceneri

19

syngasheater

heat

re

cupe

rato

r

waterheater

fuel

heater

O2heater

20

16

carbone

legenda colori:

ariasyngasacqua vaporeossigenoazoto

Figura 4.6: Schema complessivo dell'impianto

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4.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione Gassificatore Il gassificatore viene modellizzato con una serie di componenti in serie: è presente un mixer reattivo nel quale avvengono le reazioni di gassificazione. La portata di ossigeno, azoto e vapore alimentati è regolata in funzione di quella di carbone, secondo rapporti fissati. La composizione all’uscita dal mixer reattivo è quella di equilibrio. Le ceneri vengono separate da uno splitter dedicato e rilasciate in ambiente, dopo essere state raffreddate in uno scambiatore che riscalda i reagenti alimentati ed è impiegato per simulare gli scambi termici all’interno del reattore. È presente anche uno splitter che separa una frazione di carbonio dal combustibile alimentato per simulare la non completa conversione di quest’ultimo. Un secondo scambiatore simula la generazione di vapore nelle pareti membranate. Questo componente consente di controllare la temperature del syngas all’uscita del gassificatore, che è mantenuta a 1550°C variando la portata del vapore generato, mentre la temperatura all’uscita del mixer reattivo corrisponde a quella di equilibrio delle reazioni di gassificazione. La pressione all’interno del reattore è di 44 bar. Il potere calorifico del carbone alimentato è superiore rispetto al valore indicato nel capitolo precedente poiché viene alimentato carbone già asciugato. Uno schema del modello utilizzato è illustrato in figura 4.7, e le ipotesi di calcolo sono riassunte nelle tabelle da 4.2 a 4.4.

Figura 4.7: Modello del gassificatore

Ossigeno

Vapore

Carbonio non convertito

Azoto

Carbone

Ceneri

Acqua Vapore

Syngas Mixer Raffred dammento

ceneri

Mixer reattivo

Pareti membra

nate Splitter ceneri

Splitter carbonio

Impianto di riferimento _____________________________________________________________________

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Tabella 4.2: Portate in ingresso al gassificatore Portata

[kg/kg carbone] Temperature [°C]

Pressione [bar]

PCI [MJ/kg]

Carbone 1 15 44 26,81 Ossigeno 0,0895 180 80 vapore 0,87745 340 54 Azoto per lock hoppers 0,4437 35 56 Tabella 4.3: Consumi energetici del gassificatore Trattamento carbone 50 kJ/kg carbone Trattamento ceneri 100 kJ/kg ceneri Tabella 4.4: Caratteristiche del vapore prodotto Pressione 54 bar Temperatura 340 °C ASU Per la produzione di ossigeno è impiegato il componente dedicato di GS: tale componente permette di simulare la doppia colonna di distillazione. È fissata la purezza dell’ossigeno prodotto, e in base a questa viene calcolata la portata di aria in ingresso affinché sia prodotta la portata di ossigeno necessaria all’alimentazione del gassificatore. L’ossigeno è prodotto allo stato liquido e in seguito è riscaldato raffreddando una portata di acqua spillata dal ciclo a vapore. Il consumo energetico del compressore dell’aria in ingresso e degli altri ausiliari è calcolato come un valore fisso in base all’ossigeno prodotto. L’azoto invece è prodotto puro allo stato gassoso e viene successivamente compresso attraverso due compressori interrefrigerati a seconda dell’uso: un compressore è usato per la frazione destinata alla rigenerazione dei filtri a maniche, mentre una frazione spillata a pressione intermedia è inviata ai lock hoppers del gassificatore. La frazione rimanente è usata per la diluizione del syngas, e viene compressa ad una pressione tale da garantire la sovrapressione necessaria per l’iniezione nel combustore. Il consumo dei compressori dell’azoto è calcolato utilizzando il valore di rendimento politropico assegnato. Inoltre per la rigenerazione dei filtri l’ASU necessita di calore, fornito dalla condensazione di vapore di bassa pressione spillato dalla turbina a vapore.

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Tabella 4.5: Assunzioni di progetto ASU e compressione ossigeno Ossigeno prodotto 0.87745 kg O2/kg carbone Purezza ossigeno 95 % Temperatura ossigeno 180 °C Pressione ossigeno 80 bar Pressione aria in ingresso 16 bar Pressione azoto per lock hoppers 56 bar Pressione azoto per filtri 80 bar Consumo energetico 1110 kJ/kg O2 Calore per rigenerazione 58.32 kJ/kg carbone Tabella 4.6: Assunzioni di progetto compressori azoto

Azoto per diluizione

Azoto per lock hoppers e filtri

Numero di intercoolers 1 5 Temperatura dopo intercooler [°C] 35 35 Perdita di carico intercooler % 10 10 Rendimento politropico % 82 75 Rendimento elettrico % 94 94 Gas Quench Il primo raffreddamento del syngas avviene attraverso il quench con una portata di ricircolo. La portata è regolata affinché la temperatura a valle della miscelazione sia di 900°C. La miscelazione è simulata con un mixer nel quale avviene anche la conversione di CO2 a CO secondo la reazione di Bouduard. Per il funzionamento del ricircolo è presente un ventilatore che ha rendimento politropico del 75% ed rendimento organico pari al 92%. Syngas Coolers Il syngas viene raffreddato tramite due syngas cooler convettivi che producono vapore di alta e media pressione inviato al ciclo a vapore: la temperatura del syngas in uscita è rispettivamente di 380°C e 300°C.

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Tabella 4.7: Ipotesi di calcolo syngas coolers Pressione vapore HP 144 bar Temperatura vapore HP 340 °C Pressione vapore IP 36 bar Temperatura vapore IP 244 °C Efficienza 90 % Perdite di carico 3,4 % Perdite termiche 0,7 % Filtro ceramico Per la pulizia dei filtri ceramici è utilizzato azoto compresso a 80 bar. La portata necessaria è pari a 0.103 kg N2/kg carbone. Scubber La prima pulizia avviene in uno scrubber ad acqua: la quantità di acqua aggiunta è calcolata affinché il syngas in uscita sia saturo. L’acqua è compressa da una pompa che ha un rendimento idraulico di 0,8 e un rendimento organico di 0,92, e successivamente è scaldata in uno scambiatore che raffredda una portata di syngas a valle dell’idrolizzatore del COS. Idrolizzatore COS L’idrolizzatore del COS è modellizzato con uno scambiatore che simula il rigeneratore, seguito da un mixer necessario per simulare l’apporto di calore proveniente dal vapore spillato dal corpo cilindrico di media pressione del ciclo a vapore. La quantità di vapore spillato è calcolata in modo da avere la temperatura a valle del processo pari a 180°C. Le perdite di carico del processo sono del 2% per lo scambiatore e del 3% per il mixer. AGR La sezione di rimozione è preceduta da coolers che portano il syngas alla temperatura di 35°C. Si tratta di un processo di assorbimento fisico di tipo Selexol. GS non è in grado di simulare nel dettaglio tale processo di assorbimento dei gas acidi perché implementa solo le equazioni di stato dei gas perfetti e del vapore d’acqua. Per simulare l’assorbimento fisico di gas in soluzioni liquide è necessario studiare le equazioni di equilibrio di sistemi multifase. D’altra parte, ai fini dell’analisi oggetto di questa tesi non è necessario entrare nel dettaglio e simulare le colonne di assorbimento e desorbimento dei gas acidi. Tale analisi è necessaria se si intende apportare modifiche al processo di assorbimento oppure ottimizzarne i parametri operativi. Ai fini della stima delle prestazioni dell’IGCC (oggetto di questa tesi), è possibile evitare di simulare il dettaglio del processo Selexol ed utilizzare i risultati ottenuti da simulazioni svolte dai ricercatori del Politecnico di Milano con codici di

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calcolo specifici. Infatti i ricercatori del Dipartimento di Energia del Politecnico hanno sviluppato un modello dettagliato del processo Selexol al fine di determinarne i consumi di potenza elettrica e termica (per la rigenerazione del solvente) e la composizione e portata dei flussi uscenti dall’unità (cioè, del syngas pulito e del flusso ricco di H2S rimosso). Quindi, l’effettiva simulazione del processo Selexol non è stata oggetto di questa tesi ma sono stati usati i risultati generati da un modello sviluppato da ricercatori del Dipartimento di Energia. All’interno del modello GS dell’intero IGCC, il Selexol è simulato con uno splitter che separa una frazione di H2S dal syngas, uno splitter che separa una frazione di CO2 ed un terzo splitter che separa la portata di vapore condensata. Le split fractions dei primi due splitters sono state calibrate per riprodurre la stessa composizione del syngas pulito indicata dal modello dettagliato del Selexol. In modo analogo, la potenza termica assorbita dallo scambiatore di calore è stata calibrata per riprodurre lo stesso valore calcolato dal modello dettagliato. Nell’impianto in oggetto tale calore richiesto dal Selexol è fornito condensando una opportuna portata di vapore spillato dalla turbina a vapore alla pressione di 6 bar. Tabella 4.8: Ipotesi di calcolo processo Selexol Potenza termica assorbita 20952 kJ/kgH2S Potenza elettrica assorbita 1937,5 kJ/kgH2S Efficienza di rimozione 99,2 % CO2 rimossa con l’h2s 1,42 kgCO2/kgH2S Concentrazione H2S a valle 20 ppm Perdite di carico scambiatori 3 %

Tabella 4.9: Composizione syngas in ingresso e in uscita dalla sezione AGR Ar CH4 CO CO2 H2 H2O(g) H2O(l) H2S N2 Ingresso AGR 0.77 0.01 50.59 2.61 23.40 0.13 13.95 0.16 8.39 Uscita AGR 0.89 0.02 59.01 2.85 27.29 0.15 0.0 0.00 9.78

Saturatore È impiegato il componente del GS che simula il saturatore. Tale componente risolve gli scambi di massa ed energia che avvengono al suo interno. Il syngas in uscita è saturo e l’acqua in eccesso viene ricircolata tramite una pompa e riscaldata in un syngas cooler rigenerativo. Turbina a gas È simulata una turbina a gas di grande taglia funzionante in ciclo semplice con aria aspirata dall’ambiente. Il compressore è preceduto da un filtro dell’aria ed ha un

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rapporto di compressione pari a 18.1. Lungo la compressione è spillata l’aria necessaria per il raffreddamento delle pale della turbina. Il numero di stadi di compressione è calcolato fissando il Δh massimo per ciascuno stadio: a partire da questo valore è inoltre calcolato il rendimento politropico dello stadio, mentre il rendimento organico è un valore assegnato. La simulazione dettagliata della turbina a gas invece non è possibile senza informazioni sulla fluidodinamica degli stadi raffreddati, che è molto complicata e di difficile previsione. Per questo motivo nel caso della turbina il numero di stadi è assegnato ed il rendimento politropico è considerato costante per ciascuno stadio. La TIT è fissata al massimo valore compatibile con i materiali, per massimizzare il rendimento del ciclo. Poiché la portata di syngas al combustore dipende dalla portata di carbone che è assegnata, la portata di aria aspirata viene calcolata per ottenere la TIT desiderata. In questo modo si ottengono le dimensioni delle turbomacchine. Tabella 4.10: Assunzioni di progetto turbina a gas Compressore: Rapporto di compressione 18.1 Δh per stadio 23 kJ/kg Rendimento organico 99.865 % Turbina: Numero di stadi totali 4 Numero di stadi raffreddati 3 Rendimento organico 99.865 % TIT 1360 °C Temperatura massima del materiale 865 °C Alternatore: Velocità di rotazione 3000 giri/min Rendimento organico 99.65 % Rendimento elettrico 98.7 % Perdite di carico: Filtro dell’aria 1 % Combustore 3 % Ciclo a vapore a recupero È modellizzato con il componente HRSC (Heat Recovery Steam Cycle), il quale permette di simulare la caldaia a recupero, la turbina a gas e tutti gli ausiliari necessari per il funzionamento del ciclo. La caldaia a recupero prevede la generazione di vapore a tre livelli di pressione, dotati di surriscaldamento, più il degasatore. Il livello di

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pressione intermedio prevede inoltre il risurriscaldamento del vapore provenente dalla turbina di alta pressione. La disposizione dei banchi di scambio viene ottimizzata per massimizzare la produzione di vapore. Sono fissate le condizioni di ingresso e uscita dei fumi e le pressioni di evaporazione. Dagli evaporatori di alta e media pressione è spillata acqua satura, e negli stessi è immesso il vapore leggermente surriscaldato generato nei syngas coolers. Per il calcolo della turbina sono assegnati i rendimenti politropici delle sezioni. I rendimenti delle pompe di alimento degli scambiatori sono calcolati, mentre è fissato quello della pompa di estrazione del condensatore. Tabella 4.11: Livelli di pressione Generazione vapore HP 144 bar Generazione vapore IP 36 bar Generazione vapore LP 4 bar Spillamento turbina 6 bar Degasatore 1.4 bar Condensatore 0.048 bar Tabella 4.12: ΔT degli scambiatori, per tutti i livelli di pressione ΔT approach point 25 °C ΔT pinch point 10 °C ΔT subcooling economizzatore 5 °C Tabella 4.13: Rendimenti isoentropici dei componenti Turbina HP 92 % Turbina IP 94 % Turbina LP 88 % Pompa estrazione condensatore 70 % Tabella 4.14: Altre assunzioni di progetto relative al ciclo a vapore Perdite di carico gas 0.03 bar Perdite termiche caldaia 7 % Temperatura massima surriscaldatore 565 °C Temperatura dei gas all’uscita 90 °C

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4.3 Risultati della simulazione effettuata Sono presentati i risultati della simulazione relativa all’impianto di riferimento, che saranno utili per il confronto con gli impianti studiati in seguito. È riportata una tabella che illustra le proprietà termodinamiche e la composizione chimica in alcuni punti selezionati dell’impianto (tabella 4.15), seguita dai bilanci di massa ed energia di gassificatore, ciclo a gas e ciclo a vapore (tabelle da 4.16 a 4.21). Infine viene presentato il bilancio energetico complessivo dell’impianto (tabella 4.22). Proprietà termodinamiche e composizione chimica Nella tabella della pagina seguente sono illustrate temperatura, pressione e portata in alcuni punti dell’impianto. I punti selezionati sono quelli segnalati nello schema di impianto presentato nel capitolo precedente.

Tabella 4.15: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell'impianto

Temperatura Pressione Portata Composizione [% molare] [°C] [bar] [kg/s] Ar CH4 CO CO2 H2 H2O(g) H2O(l) H2S N2 O2

1 Aria in ingresso 15.0 1.01 523.72 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 2 Ingresso combustore 417.7 18.16 448.40 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 3 Ingresso in turbina 1439.2 17.61 537.87 0.84 0.00 0.00 10.50 0.00 8.16 0.00 0.00 72.27 8.23 4 Ingresso HRSC 613.8 1.04 664.60 0.86 0.00 0.00 8.48 0.00 6.79 0.00 0.00 73.23 10.65 5 Uscita HRSC 90.0 1.01 664.60 0.86 0.00 0.00 8.48 0.00 6.79 0.00 0.00 73.23 10.65 6 Aria all’ASU 95.0 5.76 120.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 7 O2 al gassificatore 180.0 44 28.90 3.09 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 1.91 95.00 8 Carbone 15.0 44.00 32.94 Carbone tipo Douglas Premium 9 N2 per lock hoppers 35.0 56 14.61 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 10 Uscita gassificatore 1550.0 44 63.75 0.98 2.71 61.44 3.69 22.10 2.44 0.00 0.20 6.44 0.00 11 Ricircolo syngas 200.0 41.06 47.48 0.79 0.02 52.29 2.70 24.18 11.18 0.00 0.16 8.67 0.00 12 Ingresso syngas cooler 900.0 44 111.23 0.87 0.02 57.38 2.96 26.54 4.85 0.00 0.18 7.20 0.00 13 Uscita syngas cooler 300.0 41.06 111.23 0.87 0.02 57.38 2.96 26.54 4.85 0.00 0.18 7.20 0.00 14 Uscita scrubber 157.4 41.06 76.28 0.77 0.01 50.59 2.61 23.40 14.08 0.00 0.16 8.39 0.00 15 Ingresso AGR 35.0 37.11 76.28 0.77 0.01 50.59 2.61 23.40 0.13 13.95 0.16 8.39 0.00 16 N2 per diluzione syngas 260.6 27.23 65.13 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 17 Ingresso saturatore 157.3 26.96 131.84 0.51 0.01 33.76 1.63 15.61 0.09 0.00 0.00 48.39 0.00 18 Acqua saturatore 145.0 70 89.99 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 19 Uscita saturatore 124.4 26.69 140.88 0.47 0.01 30.91 1.49 14.29 8.53 0.00 0.00 44.30 0.00 20 Combustibile alla turbina 200.0 26.43 140.88 0.47 0.01 30.91 1.49 14.29 8.53 0.00 0.00 44.30 0.00 21 Vapore parete membranata 340.0 54 10.92 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 22 Vapore Syngas cooler HP 340.0 144 83.89 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 23 Vapore Syngas cooler MP 300.0 36 6.72 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00

Impianto di riferimento _____________________________________________________________________

69

Processo di gassificazione La cold gas efficiency ha un valore abbastanza elevato, in linea con le prestazioni dei gassificatori a letto trascinato alimentati tramite lock hoppers. Tabella 4.16: Bilancio di massa gassificatore Portate in ingresso Carbone 32.94 kg/s Ossigeno 28.90 kg/s Vapore 2.95 kg/s Azoto 4.10 kg/s Portate in uscita Syngas prodotto 63.75 kg/s Ceneri separate 4.96 kg/s Carbonio non convertito 0.16 kg/s

Tabella 4.17: Bilancio energetico gassificatore Potere calorifico carbone 26.81 MJ/kg Potenza termica entrante 883.05 MW Potere calorifico syngas 11.41 MJ/kg Potenza termica syngas 727.54 MW Cold gas efficiency 82.06 % Turbina a gas Dal bilancio si nota come il rapporto tra il combustibile alimentato e l’aria aspirata sia molto più elevato rispetto al rapporto che si ha per un impianto alimentato con gas naturale. Per questo motivo anche il rendimento ed il lavoro specifico sono più elevati rispetto all’alimentazione a gas naturale, infatti il compressore non elabora la portata di combustibile, che rappresenta una frazione importante della portata che espande in turbina. Sono riportati inoltre il diametro e l’altezza di pala dell’ultimo stadio della turbina come indicazione delle dimensioni della macchina. Tabella 4.18: Bilancio di massa della turbina a gas Portata aria ingresso 523.72 kg/s Portata syngas 140.88 kg/s Aria per raffreddamento 122.79 kg/s Diametro all'uscita 2.97 m Altezza di pala in uscita 0.72 m

Capitolo 4 _____________________________________________________________________

70

Tabella 4.19: Bilancio energetico della turbina a gas Potenza turbina 528.68 MW Potenza compressore 211.4 MW Perdite 5.22 MW Potenza netta 312.06 MW Lavoro specifico 595.89 kJ/kg Portata syngas 140.88 kg/s PCI syngas 5.14 MJ/kg Input termico 724.69 MW Rendimento elettrico 43.06 % La potenza termica del syngas alimentato è minore di quella del syngas prodotto dal gassificatore poiché qui non è considerata la quota relativa al potere calorifico del H2S, che viene separato prima della combustione. Ciclo a vapore Al vapore prodotto dalla caldaia si aggiunge quello prodotto dai recuperi termici. Per i livelli di alta e media pressione la portata di vapore proveniente dall’esterno è molto maggiore di quella generata. Il rendimento elettrico del ciclo è simile a quello di un moderno ciclo a recupero a vapore subcritico. Tabella 4.20: Bilancio di massa del ciclo a vapore Portata [kg/s] Temperatura [°C] Pressione [bar] Ingresso gas 664.6 613.79 1.04 Uscita gas 664.6 90 1.01 Vapore generato HP 34.2 338.87 144 Vapore generato IP 4.35 244.16 36 Vapore generato LP 4.05 143.62 4 Vapore da recupero HP 83.88 340 144 Vapore da recupero IP 8.01 305.08 36 Vapore alla turbina HP 116.09 565 144 Vapore alla turbina IP 129.07 565 36 Vapore alla turbina LP 4.05 299 4 Vapore spillato 2.31 324 6

Impianto di riferimento _____________________________________________________________________

71

Tabella 4.21: Bilancio energetico del ciclo a vapore Calore disponibile dai gas 437.09 MW Calore recuperato dalla caldaia 382.86 MW Rendimento recupero termico 87.59 % Calore dai recuperi termici 104.14 MW Calore sottratto al ciclo 14.96 MW Calore rilasciato al condensatore 273.49 MW Calore rilasciato al camino 51.52 MW Potenza turbina 196.48 MW Consumo pompe 2.86 MW Potenza netta 193.62 MW Rendimento netto 41.02 % Nella figura 4.8 è illustrato il diagramma di scambio termico della caldaia a recupero e dei syngas cooler: si osserva come lo scambio termico nella caldaia avvenga sotto differenze di temperatura minori rispetto a quanto avviene per un ciclo combinato alimentato a gas naturale.

Figura 4.8: Diagramma di scambio termico della caldaia e dei syngas cooler

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 100 200 300 400 500

Temperatura[°C]

Calore scambiato[MW]

caldaia a

raffreddamentogassificatore

Syngascooler HP

Syngascooler IP

Capitolo 4 _____________________________________________________________________

72

Bilancio di potenza Dai dati riassunti in tabella 4.22 si nota come la ripartizione della potenza prodotta dai due cicli termodinamici sia diversa rispetto ad un ciclo combinato alimentato a gas naturale: la frazione prodotta dalla turbina a vapore assume un valore più elevato poiché il ciclo a vapore ha come input termico il vapore prodotto dai syngas cooler oltre a quello generato nella caldaia a recupero. Un'altra osservazione riguarda la sezione di separazione aria: la potenza assorbita dai compressori di aria e azoto è pari al 14% della potenza lorda prodotta dall’impianto. Tabella 4.22: Bilancio delle potenze complessivo Potenza netta turbina a gas 312.06 MW Potenza netta ciclo a vapore 193.62 MW Pompe 0.77 MW Ventilatore ricircolo syngas 1.03 MW Trattamento carbone 1.65 MW Trattamento ceneri 0.50 MW Processo selexol 0.37 MW ASU e compressore aria 32.08 MW Compressore azoto per Lock Hoppers 10.73 MW Compressore azoto per diluizione 31.61 MW Potenza totale ausiliari 78.74 MW Potenza netta IGCC 426.94 MW Portata carbone 32.94 kg/s Potenza termica carbone 883.05 MW Potenza termica syngas 711.32 MW Cold gas efficiency 82.06 % Rendimento netto IGCC 48.35 %

73

5 Ciclo a gas con preriscaldamento aria

5.1 Descrizione impianto La modifica principale introdotta in questa configurazione di impianto è la presenza dello scambiatore che preriscalda l’aria compressa all’ingresso del combustore del ciclo a gas. Questa soluzione permette di utilizzare il calore del syngas in maniera più efficiente, poiché il ciclo a gas ha un rendimento di conversione più elevato del ciclo a vapore, operando ad una temperatura maggiore. Dato che le prestazioni del ciclo a gas variano con il rapporto di compressione, sono effettuate simulazioni con diverso rapporto di compressione al fine di trovare il rapporto ottimo per la nuova configurazione di impianto. Infatti un ciclo a gas con rapporto di compressione maggiore ha rendimento più elevato, ma scarica gas a temperatura minore, pertanto l’efficienza del ciclo a gas diminuisce: poiché nella nuova configurazione di impianto la potenza prodotta dal ciclo a gas aumenta rispetto a quella prodotta dalla turbina a vapore, impiegando una turbina a gas con rapporto di compressione più elevato è probabile che il rendimento complessivo dell’impianto aumenti. Gassificatore Il gassificatore è analogo a quello impiegato per l’impianto di riferimento: si tratta di un gassificatore a letto trascinato, raffreddato tramite pareti membranate, alimentato con lock hoppers. Anche i parametri di funzionamento del processo di gassificazione sono gli stessi del caso di riferimento. Sezione di separazione aria La sezione di separazione aria non è integrata con il ciclo a gas ed è costituita da un impianto a doppia colonna per la distillazione criogenica oltre che dai compressori interrefrigerati per l’aria in ingresso e per l’azoto prodotto. L’ossigeno è pompato allo stato liquido alla pressione di 80 bar, come nell’ASU presente nell’impianto di riferimento. Raffreddamento del syngas Per il raffreddamento del syngas all’uscita del gassificatore è effettuato un quench con il syngas ricircolato, che porta la temperatura del syngas a 900°C, come nel caso di riferimento. Immediatamente a valle della miscelazione è presente uno scambiatore che raffredda il syngas preriscaldando l’aria in ingresso al combustore. Il syngas è raffreddato fino alla minima temperatura che permette lo scambio termico con l’aria: poiché si tratta di uno scambiatore controcorrente che funziona con un fluido gassoso da entrambi i lati il ΔT di pinch point è fissato a 30°C. La temperatura di uscita dello

Capitolo 5 _____________________________________________________________________

74

scambiatore varia quindi a seconda del rapporto di compressione del ciclo a gas, ma per i casi analizzati si mantiene al di sopra dei 400°C: è possibile generare vapore ad alta pressione con un syngas cooler tradizionale, che raffredda ulteriormente il syngas fino a 380°C. Il syngas cooler di media pressione è analogo a quello adottato nel caso di riferimento: produce vapore portando il syngas a fino 300° C a i quali generano del vapore saturo. Il raffreddamento prosegue come nel caso di riferimento; sono presenti un filtro ceramico e uno scrubber ad acqua, all’uscita del quale la temperatura del syngas è di circa 150°C.

Ossigeno

Azoto

acqua HP

acquaIP

Azoto

Syngas

depurazione acqua

acqua dimakeup

58

raffreddamento slag

filtroceramico

scubber

Fly ashes

Gas quench

slag

vapore HP

Carbone

GassificatoreSyngas

Cooler

lock hoppers

Syngas

Cooler

Preriscaldatore

aria

vapore IP

aria al cicloa gas

aria dal cicloa gas

Figura 5.1: Schema di gassificatore e raffreddamento del syngas

Depurazione del syngas Anche la sezione di depurazione del syngas è analoga a quella impiegata nel caso di riferimento, prevede l’idrolizzazione del COS seguita dalla rimozione dell’H2S attraverso un processo di assorbimento fisico di tipo Selexol. Il gas pulito viene diluito con azoto e saturato con del vapore, prima di essere riscaldato a 200°C e inviato al combustore del ciclo a gas.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

75

Turbina a gas In questa configurazione di impianto il ciclo a gas è fortemente modificato rispetto a quello di riferimento: a valle del compressore è presente uno scambiatore che riscalda l’aria prima della combustione. Il recupero termico permette di raggiungere la temperatura di combustione desiderata con un rapporto combustibile/aria minore. La portata di aria elaborata è quindi maggiore che nel caso di riferimento e, di conseguenza, aumentano le dimensioni delle turbomacchine e la potenza prodotta. La simulazione di questo impianto è effettuata variando il rapporto di compressione della turbina. A seconda del rapporto scelto quindi la temperatura in uscita dal compressore varia e di conseguenza varia la temperatura alla quale avviene il recupero termico e quindi la portata di aria. Anche in questo caso il compressore opera con le IGV chiuse e il combustore è di tipo diffusivo per permettere la combustione del syngas. Ciclo a vapore a recupero Il ciclo a vapore a recupero impiegato per questo impianto è simile a quello presente nel caso di riferimento: la caldaia produce vapore a tre livelli di pressione e al vapore così prodotto si aggiunge il vapore prodotto dai recuperi termici del processo di gassificazione. Gli spillamenti che forniscono calore ai processi di gassificazione sono analoghi a quelli presenti nel caso di riferimento. Le differenze tra questo impianto e quello di riferimento sono due:

La portata di vapore prodotto nel syngas cooler di alta pressione è molto minore a causa del minore calore disponibile dal syngas, già in parte raffreddato dal preriscaldatore del’aria.

La portata del gas in uscita dalla turbina è maggiore per i motivi illustrati nel paragrafo precedente.

Capitolo 5 _____________________________________________________________________

76

Figura 5.2: Schema del ciclo a vapore

Schema di impianto Nella pagina successiva è illustrato lo schema complessivo dell’impianto: i flussi numerati rappresentano i punti principali dell’impianto, di cui verranno presentate le proprietà termodinamiche e la composizione chimica nel paragrafo relativo alla presentazione dei risultati delle simulazioni.

~

IP rh LP

sh IP eco

HP eva

LP eva HP

sh

HP eco IP

eva HP eco

IP sh LP

eco gas in

gas out

gas in

acqua al cooler HP

acqua ai recuperi HP

vapore dal cooler HP

vapore dai recuperi HP

vapore per Selexol reboiler e filtri ASU

acqua da Selexol reboiler e filtri ASU

Figura 5.3: Schema complessivo dell’impianto

condensato

~~

Acid GasRemoval

Air SeparationUnit

zolfo

Gassificatore

9

O2heater

COS

hydr

olize

r cooler

HPcooler

IP

6

fuelheater

coolerair

heatersyngasheater

heat

re

cupe

rato

r

water heater

water heater

scrubberfiltro ceramico

11

12

13

ceneri

waterheater

legenda colori:

ariasyngasacqua vaporeossigenoazoto

1

2 3

4

5

7

8

14 15

17

18

16

19

21

22

20

24 2523 10

Capitolo 5 _____________________________________________________________________

78

5.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione Le ipotesi effettuate per i componenti della linea di gassificazione, della sezione di separazione aria e del processo di pulizia del syngas rimangono invariate, pertanto nei paragrafi successivi sono illustrate le ipotesi relative ai componenti che hanno subito variazioni, che sono la linea di raffreddamento del syngas e il ciclo di produzione di potenza. Preriscaldatore aria Per la modellizzazione del preriscaldatore dell’aria sono impiegati due mixer che simulano uno scambio termico: uno sulla linea di raffreddamento del syngas e uno a valle del compressore del ciclo a gas. Il calcolo è effettuato con il vincolo che i due mixer scambino la stessa quantità di calore. La temperatura in ingresso del syngas è fissata, quella dell’aria in uscita dal compressore dipende dalle caratteristiche di quest’ultimo, mentre la temperatura del syngas a valle viene fissata per garantire un determinato ΔT di pinch point. La temperatura alla quale viene riscaldata l’aria è determinata attraverso il bilancio energetico. Tabella 5.1: Ipotesi di calcolo preriscaldatore aria Temperatura syngas in ingresso 900 °C ΔT di pinch point 30 °C Perdite di carico aria 3.4 % Perdite di carico syngas 3.4 % Syngas coolers A valle del preriscaldatore sono presenti due syngas cooler convettivi che producono vapore di alta e media pressione inviato al ciclo a vapore: la temperatura all’uscita dei due cooler è rispettivamente di 380°C e 300°C. A causa del minore salto termico la portata di vapore prodotto ad alta pressione sarà inferiore rispetto al caso di riferimento. Le caratteristiche e le ipotesi di calcolo dei syngas cooler sono le medesime di quelli considerati per il caso di riferimento. Turbina a gas Il ciclo a gas impiega aria aspirata dall’ambiente. Il compressore è preceduto da un filtro per l’aria esterna. Dal compressore è spillata una portata di aria utilizzata per il raffreddamento delle pale della turbina. Anche in questo caso viene fissato il Δh massimo per ciascuno stadio e vengono di conseguenza calcolati il numero di stadi e il rendimento politropico, mentre il rendimento organico è un valore assegnato. Sono

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

79

state effettuate simulazioni con diverso rapporto di compressione. Il preriscaldatore dell’aria è simulato con un mixer che fornisce all’aria la stessa quantità di calore ottenuta dal raffreddamento del syngas. Il numero di stadi della turbina è assegnato ed il rendimento politropico è considerato costante per ciascuno stadio. La TIT è fissata al massimo valore compatibile con i materiali, per massimizzare il rendimento del ciclo. La portata di syngas al combustore dipende dalla portata di carbone che è assegnata: la portata di aria necessaria per ottenere la TIT desiderata varia quindi in funzione della temperatura di uscita dal preriscaldatore, che a sua volta dipende dal rapporto di compressione. Di conseguenza anche le dimensioni di compressore ed espansore variano con il rapporto di compressione. Tabella 5.2: Assunzioni di calcolo turbina a gas Compressore Rapporti di compressione considerati da 15 a 24 Δh per stadio 23 kJ/kg rendimento organico 99.865 % Turbina Numero di stadi totali 4 Numero di stadi raffreddati 3 Rendimento organico 99.865 % TIT 1360 °C Temperatura massima del materiale 865 °C Alternatore Velocità di rotazione 3000 giri/min Rendimento organico 99.65 % Rendimento elettrico 98.7 % Perdite di carico Filtro dell’aria 1 % Preriscaldatore aria 3.4 % Combustore 3 % Ciclo a vapore a recupero La portata e la temperatura dei gas all’ingresso della caldaia a recupero dipendono dalle prestazioni del ciclo a gas, variano quindi a seconda del rapporto di compressione adottato per questo ultimo. La temperatura dei gas al camino è fissata. Il vapore è generato a tre diversi livelli di pressione, con banchi di surriscaldamento. Il livello di pressione intermedio prevede anche il risurriscaldamento del vapore generato al livello più elevato, dopo una prima espansione. Sono presenti gli stessi prelievi e immissioni di acqua satura e vapore previsti nel caso di riferimento, tuttavia la quantità

Capitolo 5 _____________________________________________________________________

80

di vapore immesso al livello di alta pressione è sensibilmente minore poiché è minore il calore disponibile dal raffreddamento del syngas. Le assunzioni per il calcolo della caldaia, della turbina e delle pompe sono le stesse fatte per il caso di riferimento.

5.3 Risultati delle simulazioni effettuate 5.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo Vengono presentati i risultati delle simulazioni al variare del rapporto di compressione. Per ciascuna simulazione sono illustrate le potenze prodotte, oltre alla portata d’aria in ingresso, utile per stimare la variazione delle dimensioni dell’impianto nella tabella 5.3 e nelle figure 5.4 e 5.5. All’aumentare del rapporto di compressione si ha un aumento della potenza prodotta dalla turbina a gas: il rendimento del ciclo a gas aumenta, è un andamento caratteristico per tutti i cicli a gas semplici [2]. L’aumento di potenza corrisponde ad un aumento della portata e quindi delle dimensioni della turbina. Il lavoro specifico per unità di aria aspirata è massimo per un rapporto di compressione compreso tra 20 e 21. La potenza prodotta dal ciclo a vapore a recupero invece diminuisce all’aumentare del rapporto di compressione, a causa della diminuzione della temperatura dei gas all’uscita della turbina, data dal maggiore rapporto di espansione. Questa diminuzione è mitigata dall’aumento di portata di gas combusti che attraversano la caldaia e dal fatto che il vapore fornito al ciclo dai syngas coolers aumenta poiché il preriscaldatore d’aria ha il ΔT di pinch point fissato: se l’aria in ingresso allo scambiatore è più calda, la quantità di calore scambiato è minore. La potenza lorda prodotta dall’impianto aumenta con il rapporto di compressione. Tuttavia anche il consumo degli ausiliari aumenta. Ciò è dovuto all’aumento del lavoro del compressore per l’azoto destinato alla la diluizione del syngas; la pressione di quest’ultimo è regolata per garantire una sovrapressione rispetto all’aria all’ingresso del combustore. Da queste considerazioni e dai dati presentati si ricava che il rendimento dell’impianto è massimizzato per un rapporto di compressione pari a 21. Pertanto vengono di seguito riportati i risultati della simulazione relativa all’impianto con il rendimento più elevato.

Tabella 5.3: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione Rapporto di compressione

15 16 17 18.1 19 20 21 22 23 24

Portata aria[kg/s] 584.38 589.6 594.82 600.6 604.47 610.64 615.99 621.34 626.67 631.97

Potenza turbina a gas [MW]

321.39 327 331.92 336.67 339.77 343.48 346.49 349.14 351.49 353.55

Lavoro specifico turbina a gas [kJ/kg] 549.97 554.61 558.02 560.56 562.10 562.49 562.49 561.91 560.89 559.44

Potenza ciclo a vapore [MW] 182.81 179.58 176.79 173.82 171.97 169.57 167.59 165.41 163.35 161.45

Potenza lorda IGCC [MW] 504.2 506.58 508.71 510.49 511.74 513.05 514.08 514.55 514.84 515

Potenza ausiliari [MW] 76.84 77.64 78.41 79.2 79.82 80.48 81.11 81.72 82.3 82.87

Potenza netta IGCC [MW] 427.36 428.94 430.21 431.29 431.92 432.58 432.96 432.82 432.53 432.14

Rendimento netto [%] 48.4 48.57 48.72 48.84 48.91 48.99 49.03 49.01 48.98 48.94

Capitolo 5 _____________________________________________________________________

82

Figura 5.3: Potenza prodotta in funzione del rapporto di compressione

Figura 5.4: Rendimento in funzione del rapporto di compressione

0

100

200

300

400

500

600

14 16 18 20 22 24

Potenza [MW]

rapporto di compressone

potenza turbina a gas potenza ciclo a vapore potenza lorda potenza netta IGCC

48.3

48.4

48.5

48.6

48.7

48.8

48.9

49

49.1

14 16 18 20 22 24

rendimento %

rapporto dicompressione

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

83

5.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo Nella tabella 5.4 sono presentate le proprietà termodinamiche nei principali punti dell’impianto con il rapporto di compressione pari a 21, seguono i bilanci di massa ed energia dei principali componenti (tabelle da 5.5 a 5.12). Dall’osservazione della tabella è possibile effettuare alcune considerazioni:

La portata di aria aspirata dal compressore è maggiore rispetto al caso di riferimento, in funzione dell’aumento di potenza della turbina.

L’aria in uscita dal compressore è più calda, mentre è minore la temperatura

all’ingresso della caldaia a recupero: questi effetti dipendono dal maggiore rapporto di compressione scelto per questo caso.

I parametri relativi alla sezione di gassificazione rimangono invariati.

La sezione di raffreddamento è completamente diversa: gran parte del calore

presente nel syngas viene impiegato per il preriscaldamento dell’aria, che aumenta la sua temperatura di circa 140°C. Il calore disponibile per la generazione di vapore ad alta pressione diminuisce molto, si ha quindi una diminuzione della portata di vapore generato.

Anche le proprietà relative alle sezioni di separazione aria e depurazione del

syngas sono invariate.

L’azoto per la diluizione ha pressione maggiore per permettere l’iniezione nel combustore del ciclo a gas.

Tabella 5.4: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell’impianto

Temperatura Pressione Portata composizione [% molare] [°C] [bar] [kg/s] Ar CH4 CO CO2 H2 H2O(g) H2O(l) H2S N2 O2

1 Aria in ingresso 15.00 1.01 615.99 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 2 Ingresso preriscaldatore 447.80 21.07 471.11 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 3 Ingresso combustore 589.10 20.35 471.11 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 4 Ingresso in turbina 1440.50 19.74 611.61 0.85 0.00 0.00 9.22 0.00 7.19 0.00 0.00 72.95 9.78 5 Ingresso HRSC 591.20 1.04 756.49 0.87 0.00 0.00 7.44 0.00 6.00 0.00 0.00 73.79 11.90 6 Uscita HRSC 90.00 1.01 756.49 0.87 0.00 0.00 7.44 0.00 6.00 0.00 0.00 73.79 11.90 7 Aria all’ASU 95.00 5.76 120.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 8 O2 al gassificatore 180.00 44.00 28.90 3.09 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 1.91 95.00 9 Carbone 15.00 44.00 32.94 Carbone tipo Douglas Premium 10 N2 per lock hoppers 35.00 56.00 14.61 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 11 Uscita gassificatore 1550.00 44.00 63.75 0.98 2.71 61.44 3.69 22.10 2.44 0.00 0.20 6.44 0.00 12 Ricircolo syngas 200.00 39.66 47.87 0.79 0.01 52.28 2.70 24.18 11.20 0.00 0.16 8.67 0.00 13 Ingresso preriscaldatore 900.00 44.00 111.63 0.87 0.02 57.36 2.96 26.53 4.88 0.00 0.18 7.21 0.00 14 Ingresso syngas coolers 477.80 42.50 111.63 0.87 0.02 57.36 2.96 26.53 4.88 0.00 0.18 7.21 0.00 15 Uscita syngas coolers 300.00 39.66 111.63 0.87 0.02 57.36 2.96 26.53 4.88 0.00 0.18 7.21 0.00 16 Uscita scrubber 156.30 39.66 76.35 0.77 0.01 50.54 2.61 23.38 14.16 0.00 0.16 8.38 0.00 17 Ingresso AGR 35.00 35.85 76.35 0.77 0.01 50.54 2.61 23.38 0.14 14.03 0.16 8.38 0.00 18 N2 per diluzione syngas 274.20 31.60 65.13 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 19 Ingresso saturatore 163.20 31.28 131.84 0.51 0.01 33.76 1.63 15.62 0.09 0.00 0.00 48.39 0.00 20 Acqua saturatore 145.00 70.00 93.03 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 21 Uscita saturatore 128.00 30.97 140.50 0.47 0.01 31.01 1.50 14.35 8.21 0.00 0.00 44.46 0.00 22 Combustibile alla turbina 200.00 30.66 140.50 0.47 0.01 31.01 1.50 14.35 8.21 0.00 0.00 44.46 0.00 23 Vapore parete membranata 340.00 54.00 10.92 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 24 Vapore Syn cooler HP 340.00 144.00 15.22 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 25 Vapore Syn cooler IP 300.00 36.00 6.74 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

85

Processo di gassificazione Le portate entranti e uscenti nel gassificatore sono invariate, così come le prestazioni. Tabella 5.5: Bilancio di massa del gassificatore Portate in ingresso Carbone 32.94 Kg/s Ossigeno 28.90 Kg/s Vapore 2.95 Kg/s Portate in uscita Syngas prodotto 63.75 Kg/s Carbonio non convertito 0.16 Kg/s Tabella 5.6: Bilancio energetico del gassificatore PCI carbone 26.81 MJ/kg Potenza termica entrante 883.05 MW PCI syngas 11.16 MJ/kg Potenza termica syngas 727.54 MW Cold gas efficiency 82.06 % Preriscaldatore aria Poiché la principale caratteristica introdotta in questo impianto è la presenza del preriscaldatore dell’aria vengono illustrate in dettaglio le sue caratteristiche. Come anticipato si tratta di uno scambiatore controcorrente: la capacità termica dell’aria è molto maggiore di quella del syngas e viene fissato il ΔT di pinch point dal lato di uscita del syngas. Tabella 5.7: Caratteristiche del preriscaldatore dell'aria Temperature Gas in 900 °C Gas out 477.8 °C Aria in 447.8 °C Aria out 589.1 °C Calore scambiato 734.22 MW

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

86

Figura 5.5: Diagramma di scambio termico del preriscaldatore aria Turbina a gas In questa configurazione il calore entrante nel ciclo a gas non è solo quello proveniente dal syngas, ma a quest’ultimo si aggiunge il calore recuperato dal syngas: nel bilancio energetico del ciclo è necessario tenere conto di questo calore entrante. Il rendimento così calcolato è simile a quello del ciclo dell’impianto di riferimento: poiché la portata di syngas entrante è la medesima, si ha un aumento della potenza prodotta. Inoltre, a causa del maggior rapporto di compressione adottato, diminuisce il lavoro specifico. Tabella 5.8: Bilancio di massa della turbina a gas Portata aria ingresso 615.99 kg/s Portata syngas 140.5 kg/s Aria per raffreddamento 140.259 kg/s Diametro all'uscita 2.97 m Altezza di pala in uscita 0.81 m Tabella 5.9: Bilancio energetico della turbina a gas

300

400

500

600

700

800

900

1000

0 100 200 300 400 500 600 700 800

T [°C]

Q [MW]syngas aria

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

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Potenza turbina 620.82 MW Potenza compressore 268.53 MW Perdite 5.79 MW Potenza netta 346.49 MW Lavoro specifico 562.49 kJ/kg PCI syngas 5.16 MJ/kg Potenza termica syngas 724.56 MW Calore preriscaldatore aria 73.42 MW Potenza termica entrante 797.98 Rendimento elettrico 43.42 % Ciclo a vapore La portata di gas combusti aumenta rispetto al caso di riferimento, mentre la temperatura diminuisce: il secondo fenomeno prevale sul primo, e si ha una diminuzione del vapore prodotto dalla caldaia. Anche il vapore proveniente dal recupero termico ad alta pressione diminuisce fortemente rispetto al caso di riferimento, mentre quello derivante dal recupero a pressione intermedia rimane costante. La potenza generata dalla turbina diminuisce con la quantità di vapore prodotto, mentre il rendimento del ciclo diminuisce poiché diminuisce la frazione di vapore prodotto ad alta temperatura e lo scambio nella caldaia avviene sotto salto termico più elevato, come si vede dal diagramma in figura 5.6. Tabella 5.10: Bilancio di massa del ciclo a vapore Portata [kg/s] Temperatura[°C] Pressione[bar] Ingresso gas 756.489 591.2 1.04 Uscita gas 756.489 90 1.01 Vapore generato HP 71.3 338.87 144 Vapore generato IP 15.6 244.16 36 Vapore generato LP 11.63 143.62 4 Vapore da recupero HP 15.219 340 144 Vapore da recupero IP 8.352 304.5 36 Vapore alla turbina HP 86.158 565 144 Vapore alla turbina IP 110.75 565 36 Vapore alla turbina LP 11.63 299 4 Vapore spillato 2.31 324 6

Tabella 5.11: Bilancio energetico del ciclo a vapore

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

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Calore disponibile dai gas 475.17 MW Calore recuperato dalla caldaia 413.78 MW Rendimento recupero termico 87.08 % Calore dai recuperi termici 32.22 MW Calore sottratto al ciclo 14.89 MW Calore rilasciato al condensatore 259.33 MW Calore rilasciato al camino 58.47 MW Potenza turbina 167.59 MW Consumo pompe 2.27 MW Potenza netta 165.32 MW Rendimento netto 38.87 %

Figura 5.6: Diagramma di scambio termico di caldaia e syngas cooler Bilancio energetico globale Dalla tabella 5.12, che riporta il bilancio energetico globale dell’impianto, si vede come il preriscaldamento dell’aria compressa permetta di aumentare la potenza della turbina a spese del calore ceduto al ciclo a vapore, la cui potenza diminuisce. Il consumo della maggior parte degli ausiliari è invariato: aumenta la potenza assorbita dal compressore dell’azoto per la diluizione, a causa dalla maggiore pressione necessaria per iniettare il syngas nel combustore. Anche il consumo del ventilatore del ricircolo aumenta, poiché

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 100 200 300 400 500

Temperatura[°C]

Calore scambiato[MW]

caldaia a recupero

raffreddamentogassificatore

Syngascooler HP

Syngascooler IP

Ciclo a gas con preriscaldamento aria _____________________________________________________________________

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le perdite di carico della linea di raffreddamento del syngas sono maggiori a causa della presenza dello scambiatore aggiuntivo. Tabella 5.12: Bilancio energetico globale dell’impianto Potenza netta turbina a gas 346.49 MW Potenza netta ciclo a vapore 167.59 MW Pompe 0.73 MW Ventilatore ricircolo syngas 1.50 MW Trattamento carbone 1.65 MW Trattamento ceneri 0.50 MW Processo selexol 0.37 MW ASU e compressore aria 32.08 MW Compressore azoto per LH 10.73 MW Compressore azoto per diluizione 33.56 MW Potenza totale ausiliari 81.11 MW Potenza netta IGCC 432.97 MW Portata carbone 32.94 kg/s Potenza termica carbone 883.05 MW Potenza termica syngas 711.32 MW Cold gas efficiency 82.06 % Rendimento netto IGCC 49.03 %

90

6 Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata

6.1 Descrizione dell’impianto Il ciclo a gas presente in questo impianto presenta, oltre al preriscaldatore dell’aria la compressione interrefrigerata. La compressione è realizzata in due fasi, tra le quali è presente uno scambiatore di calore che riduce la temperatura dell’aria. In questo modo diminuisce il lavoro assorbito dal compressore e rimane invariato il lavoro prodotto dall’espansione in turbina, pertanto aumenta il lavoro utile del ciclo. Tuttavia è necessario introdurre una maggior quantità di calore, poiché la temperatura di fine compressione risulta inferiore. Il rendimento del ciclo potrebbe quindi risultare minore rispetto a quello del ciclo semplice con pari rapporto di compressione. Inoltre la presenza di uno scambiatore aggiuntivo aumenta la complicazione e i costi di impianto. Per queste ragioni la soluzione con compressione interrefrigerata non è generalmente adottata nelle applicazioni industriali, sia per turbine a gas isolate che per cicli combinati [2]. Con la possibilità di recuperare calore dal syngas, invece, questa soluzione potrebbe rivelarsi conveniente: la minore temperatura dell’aria in uscita dal compressore permette di recuperare una maggiore quantità di calore dal raffreddamento del syngas, pertanto si riduce la quantità di combustibile aggiuntiva richiesta per raggiungere la medesima TIT. É maggiore la quantità di calore che viene recuperato nel ciclo a gas, in maniera più efficiente, mentre si riduce la produzione di vapore inviato alla turbina. La potenza prodotta dal ciclo a vapore si riduce, pertanto è difficile prevedere come varia il rendimento globale dell’impianto. Gassificatore Anche in questo impianto è impiegato un gassificatore a letto trascinato, che è raffreddato tramite pareti membranate e alimentato con lock hoppers. L’ossidante utilizzato è ossigeno. I parametri di funzionamento del processo di gassificazione sono gli stessi adottati per gli altri casi considerati. Sezione di separazione aria Come nell’impianto di riferimento la sezione di separazione aria non è integrata con il ciclo a gas: prevede un impianto a doppia colonna per la distillazione criogenica e i compressori interrefrigerati per l’aria in ingresso e per l’azoto prodotto, mentre l’ossigeno è prodotto allo stato liquido. Per la rigenerazione dei filtri non è utilizzato vapore spillato dalla turbina a vapore, ma calore proveniente dall’intercooler del ciclo a gas.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

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Raffreddamento del syngas Anche in questa configurazione di impianto è effettuato un quench con una portata di syngas ricircolato. A valle del ricircolo è posizionato un primo preriscaldatore dell’aria, che raffredda il syngas fino a 300°C. Successivamente è posizionato il filtro ceramico e a valle di quest’ultimo viene ricircolata parte dell’aria destinata al quench. Prima dello scrubber il syngas è ulteriormente raffreddato in un secondo scambiatore che preriscalda l’aria compressa del ciclo a gas. Anche per questo caso la temperatura di uscita dal preriscaldatore è fissata per garantire un ΔT di pinch point all’uscita dello scambiatore. Il raffreddamento è suddiviso in due scambiatori per avere il filtro ceramico e il primo ricircolo del syngas alla temperatura di 300°C in analogia con gli altri impianti.

Depurazione del syngas La sezione di depurazione del syngas è costituita da un reattore per l’idrolizzazione del COS e, a seguito di un ulteriore raffreddamento del syngas, da un AGR che funziona secondo un processo di assorbimento fisico di tipo Selexol, come quello adottato per il caso di riferimento. Anche in questo caso, prima di essere inviato al combustore del ciclo a gas, il syngas viene diluito con azoto, saturato con vapore acqueo e riscaldato fino a 200°C.

Ossigeno

Azoto

acqua IP

vaporeIP

Azoto

Syngas

depurazione acqua

acqua dimakeup

raffreddamento slag

filtroceramico

scubber

Fly ashes

Gas quench

slag

aria al ciclo a gas

Carbone

aria dal ciclo a gas

Gassificatore

preriscaldatore

aria

preriscaldatore

aria

Figura 6.1: Schema di gassificatore e raffreddamento syngas

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

92

Turbina a gas Il ciclo a gas presente in questo impianto prevede una compressione dotata di interrefrigerazione. Questa soluzione diminuisce il lavoro del compressore, mantenendo inalterato quello prodotto dalla turbina: la potenza prodotta dal gruppo aumenta, ma la temperatura dell’aria in uscita dal compressore diminuisce fortemente. Questa diminuzione permette di recuperare una maggiore quantità di calore dal processo di raffreddamento del syngas. Il compressore è diviso in due sezioni con uguale rapporto di compressione, separate da uno scambiatore che raffredda l’aria. Successivamente l’aria compressa viene scaldata attraverso i due scambiatori che raffreddano il syngas. Il combustore è diffusivo, come quello adottato negli altri impianti analizzati. Le caratteristiche dell’espansore sono analoghe a quelle degli espansori presenti nel caso di riferimento. Come nel caso studiato in precedenza vengono considerati diversi rapporti di compressione al fine di ottimizzare il rendimento dell’impianto. Le dimensioni delle due macchine variano quindi in funzione del rapporto di compressione adottato. Ciclo a vapore a recupero La caldaia a recupero produce vapore a tre livelli di pressione, gli stessi del caso di riferimento. Poiché l’impianto non prevede syngas coolers, che producono vapore ad alta pressione, non vi è vapore ad alta pressione oltre a quello generato dalla caldaia, mentre per quanto riguarda il livello di pressione intermedio è aggiunto solo il vapore prodotto nelle pareti membranate che raffreddano il gassificatore. Lo spillamento di vapore dalla turbina è presente anche in questo impianto, tuttavia fornisce calore solo al reboiler del processo Selexol, poiché il calore necessario alla rigenerazione dei filtri dell’ASU proviene dall’intercooler del ciclo a gas.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

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Schema di impianto Nella pagina successiva è illustrato lo schema complessivo dell’impianto: i flussi numerati sono i punti principali dell’impianto, di cui verranno presentate le proprietà termodinamiche e la composizione chimica nel paragrafo relativo alla presentazione dei risultati delle simulazioni.

~

IP rh LP

sh IP eco

HP eva

LP eva HP

sh

HP eco IP

eva HP eco

IP sh LP

eco gas in

gas out

gas in

acqua ai recuperi HP

vapore dai recuperi HP

vapore per Selexol reboiler e filtri ASU

acqua a Selexol reboiler e filtri ASU

Figura 6.2: Schema del ciclo a vapore

~~

Acid GasRemoval

Air SeparationUnit

zolfo

Gassificatore

11

O2heater

fuelheater

intercooler

condensato

coolerair

heater COS

hydr

olize

r syngas

heater

heat

re

cupe

rato

r

water heater

water heater

water heater

water heater

scrubberfiltro ceramico

coolerair

heater

ceneri

waterheater

1

2 3

4 5

6

7

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9

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15

12

14

13

16

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18

22

20

21

23

17

24

legenda colori:

ariasyngasacqua vaporeossigenoazoto

Figura 6.3: Schema complessivo dell'impianto

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

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6.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione Anche per questo impianto sono illustrate le ipotesi relative solo ai componenti che hanno subito modifiche, in particolare la linea di raffreddamento del syngas e il ciclo di produzione di potenza, poiché le altre sezioni di impianto sono invariate. Preriscaldatore aria In questa configurazione di impianto sono presenti due preriscaldatori dell’aria. Per quanto riguarda lo scambiatore ad alta temperatura sono fissate le temperature di entrata e di uscita del syngas. A valle di questo scambiatore il syngas passa attraverso filtri ceramici e ne è separata una frazione, prima di entrare nel preriscaldatore a bassa temperatura. Lo scambio termico avviene con una configurazione controcorrente, quindi l’aria in uscita dal compressore si riscalda prima nel preriscaldatore a bassa temperatura e poi in quello ad alta. La temperatura di uscita del syngas raffreddato è fissata per garantire un ΔT di pinch point rispetto all’aria in ingresso. La temperatura dell’aria in uscita da entrambi gli scambiatori viene determinata risolvendo i due bilanci energetici. Tabella 6.1: Ipotesi di calcolo preriscaldatore ad alta temperatura Temperatura syngas in ingresso 900 °C Temperatura syngas in uscita 300 °C Tabella 6.2: Ipotesi di calcolo valide per entrambi gli scambiatori ΔT di pinch point 30 °C Perdite di carico aria 3.4 % Perdite di carico syngas 3.4 % Turbina a gas Il ciclo a gas impiegato in questa configurazione di impianto prevede una compressione interrefrigerata. Il compressore è preceduto da un filtro per la pulizia dell’aria esterna. Il compressore è diviso in due sezioni, il cui rapporto di compressione è pari alla radice del rapporto di compressione totale, il quale viene variato per determinare il rapporto che massimizza il rendimento. Tra le due sezioni è presente uno scambiatore che raffredda l’aria recuperando calore impiegato per la rigenerazione dei filtri dell’ASU. Le ipotesi effettuate per il calcolo del compressore sono le stesse considerate per gli altri casi studiati: è fissato il Δh massimo per ciascuno stadio e a partire da questo

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

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vengono calcolati il numero di stadi e il rendimento politropico, mentre il rendimento organico è un valore assegnato. Come nel caso precedente il numero di stadi della turbina è assegnato ed il rendimento politropico è considerato costante per ciascuno stadio. Il valore della TIT è fissato e corrisponde alla massima temperatura compatibile con i materiali, per massimizzare il rendimento del ciclo. La portata di aria è calcolata per ottenere la TIT desiderata, poiché la portata di syngas dipende dalla portata di carbone che è assegnata. Di conseguenza la portata di aria e le dimensioni di compressore ed espansore variano con la temperatura di uscita dell’aria dal preriscaldatore e quindi con il rapporto di compressione. Tabella 6.3: Ipotesi di calcolo turbina a gas Compressore Rapporti di compressione considerati da 15 a 24 Temperatura di uscita dall’intercooler 50 °C Δh per stadio 23 kJ/kg Rendimento organico 99.865 % Turbina Numero di stadi totali 4 Numero di stadi raffreddati 3 Rendimento organico 99.865 % TIT 1360 °C Temperatura massima del materiale 865 °C Alternatore Velocità di rotazione 3000 giri/min Rendimento organico 99.65 % Rendimento elettrico 98.7 % Perdite di carico Filtro dell’aria 1 % Intercooler 1 % Preriscaldatore aria 3.4 % Combustore 3 %

Ciclo a vapore a recupero La portata e la temperatura dei gas all’ingresso della caldaia a recupero dipendono dalle caratteristiche del ciclo a gas, variano quindi a seconda del rapporto di compressione adottato, mentre è fissata la temperatura di uscita. Il vapore è generato a tre diversi livelli di pressione, con banchi di surriscaldamento, solo il livello di

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pressione intermedio prevede anche il risurriscaldamento del vapore generato al livello più elevato, dopo una prima espansione in turbina. Poiché in questo impianto non sono previsti syngas coolers che generano vapore non c’è alcuna portata di vapore immesso al livello di alta pressione, mentre al livello di media pressione è immesso solo il vapore generato nelle pareti del gassificatore. La portata di vapore spillato dalla turbina è inviata solo alla sezione AGR. Le assunzioni per il calcolo della caldaia, della turbina e delle pompe sono le stesse fatte per il caso di riferimento.

6.3 Risultati delle simulazioni effettuate 6.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo Vengono presentati i risultati delle simulazioni effettuate al variare del rapporto di compressione del ciclo a gas nella tabella 6.4 e nei grafici 6.4 e 6.5 L’andamento delle prestazioni del ciclo a gas considerato è analogo a quello della configurazione precedente: il rendimento aumenta con il rapporto di compressione, tuttavia si mantiene su valori inferiori, poiché parte del calore è sottratto al ciclo nel corso della compressione. L’aumento di rendimento corrisponde ad un aumento della potenza prodotta dalla turbina, poiché il calore entrante varia di poco. La portata di combustibile è costante, mentre il calore recuperato diminuisce leggermente con il rapporto di compressione, a causa della maggiore temperatura dell’aria all’uscita del compressore. La portata di aria aumenta con la potenza meno che proporzionalmente poiché il lavoro specifico aumenta. La potenza prodotta dalla turbina a vapore è minore rispetto ai casi precedenti poiché non c’è l’apporto di vapore prodotto dai syngas coolers, e la diminuzione all’aumentare del rapporto di compressione è dovuta alla diminuzione della temperatura dei gas all’ingresso della caldaia Anche in questo caso la potenza lorda prodotta dall’impianto aumenta con il rapporto di compressione, tuttavia, a causa dell’aumento della potenza assorbita dagli ausiliari, la potenza netta ha un massimo per un rapporto di compressione pari a 22. La potenza assorbita dagli ausiliari aumenta perché è necessario comprimere a pressione più elevata l’azoto impiegato per la diluizione del syngas, per permettere l’iniezione nel combustore ad una pressione superiore a quella dell’aria.

Tabella 6.4: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione Rapporto di compressione

15 16 17 18.10 19 20 21 22 23 24 25

Portata aria [kg/s] 525.26 526.07 526.85 527.77 528.57 529.45 530.34 531.19 532.07 532.94 533.81

Potenza Turbina a gas [MW] 328.56 335.01 340.9 346.73 351.06 355.47 359.52 363.26 366.69 369.87 372.83

Lavoro specifico [kJ/kg] 625.52 636.82 647.05 656.97 664.17 671.39 677.90 683.86 689.18 694.02 698.43

Potenza ciclo a vapore [MW]

163.51 158.95 154.7 150.41 147.16 143.79 140.63 137.68 134.62 131.69 128.94

Potenza lorda [MW]

492.07 493.96 495.6 497.14 498.22 499.26 500.15 500.94 501.31 501.56 501.77

Potenza ausiliari [MW] 76.09 76.9 77.67 78.84 79.11 79.78 80.43 81.05 81.64 82.22 82.77

Potenza netta IGCC [MW] 415.97 417.06 417.93 418.66 419.11 419.47 419.73 419.89 419.67 419.35 419.01

Rendimento netto % 47.11 47.23 47.33 47.41 47.46 47.5 47.53 47.55 47.52 47.49 47.45

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

99

Figura 6.4: Potenze in funzione del rapporto di compressione

Figura 6.5: Rendimento in funzione del rapporto di compressione

0

100

200

300

400

500

600

14 16 18 20 22 24 26

potenza [MW]

rapporto di compressionePotenza turbina a gas potenza ciclo a vapore Potenza lorda Potenza netta

47.05

47.1

47.15

47.2

47.25

47.3

47.35

47.4

47.45

47.5

47.55

47.6

14 16 18 20 22 24 26

rendimento %

rapporto di compressione

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

100

6.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo Come per il caso precedente vengono presentati in dettaglio i risultati della simulazione effettuata con rapporto di compressione pari a 22. La tabella 6.5 mostra le proprietà termodinamiche nei principali punti dell’impianto. Dall’osservazione della tabella è possibile effettuare alcune considerazioni:

Anche in questa configurazione di impianto la portata di aria aspirata dal compressore è maggiore rispetto al caso di riferimento, a causa dell’aumento di potenza della turbina.

La temperatura dell’aria in uscita dal compressore è minore a causa della compressione interrefrigerata, è quindi possibile alzarla recuperando una maggiore quantità di calore dal syngas. Invece la diminuzione della temperatura di uscita dalla turbina è causata dal maggior rapporto di compressione rispetto al caso di riferimento.

I parametri relativi alla sezione di gassificazione rimangono invariati rispetto agli

altri impianti studiati.

Il raffreddamento del syngas da 900 a 275°C avviene nel preriscaldatore dell’aria: tutto il calore recuperato in questo modo è fornito al ciclo a gas, pertanto non c’è generazione di vapore sulla linea di raffreddamento del syngas.

Anche le proprietà relative alle sezioni di separazione aria e depurazione del syngas sono invariate.

La pressione dell’azoto per la diluizione del syngas è maggiore per permettere

l’iniezione nel combustore del ciclo a gas.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

Tabella 6.5: Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell'impianto

Temperatura Pressione Portata composizione [% molare]

[°C] [bar] [kg/s] Ar CH4 CO CO2 H2 H2O (g) H2O (l) H2S N2 O2

1 Aria in ingresso 15.00 1.01 531.19 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 2 Ingresso intercooler 189.60 4.71 470.82 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 3 Uscita intercooler 50.00 4.66 470.82 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 4 Ingresso preriscaldatore 245.10 21.85 432.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 5 Ingresso combustore 473.50 20.39 432.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 6 Ingresso in turbina 1421.60 19.78 572.34 0.85 0.00 0.00 9.87 0.00 7.41 0.00 0.00 72.82 9.05 7 Ingresso HRSC 591.30 1.04 670.92 0.86 0.00 0.00 8.41 0.00 6.46 0.00 0.00 73.48 10.79 8 Uscita HRSC 90.00 1.01 670.92 0.86 0.00 0.00 8.41 0.00 6.46 0.00 0.00 73.48 10.79 9 Aria all’ASU 95.00 5.76 120.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 10 O2 al gassificatore 180.00 44.00 28.90 3.09 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 1.91 95.00 11 Carbone 15.00 44.00 32.94 Carbone tipo Douglas Premium 12 N2 per lock hoppers 35.00 56.00 4.10 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 13 Uscita gassificatore 1550.00 44.00 63.75 0.98 2.71 61.44 3.69 22.10 2.44 0.00 0.20 6.44 0.00 14 Ricircolo syngas 200.00 41.06 47.95 0.81 0.04 53.16 2.73 24.49 9.79 0.00 0.17 8.82 0.00 15 Ingresso preriscaldatore 900.00 44.00 111.70 0.88 0.05 57.75 2.97 26.61 4.30 0.00 0.18 7.27 0.00 16 Uscita preriscaldatori 275.10 41.06 99.08 0.86 0.05 56.45 2.90 26.01 4.20 0.00 0.18 9.36 0.00 17 Uscita scrubber 153.00 41.06 75.11 0.78 0.04 51.53 2.65 23.74 12.56 0.00 0.16 8.55 0.00 18 Ingresso AGR 35.00 37.11 75.11 0.78 0.04 51.53 2.65 23.74 0.13 12.42 0.16 8.545 0.00 19 N2 per diluzione syngas 277.60 32.77 65.13 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 20 Ingresso saturatore 164.70 32.44 131.81 0.51 0.03 33.77 1.62 15.56 0.09 0.00 0.00 48.42 0.00 21 Acqua saturatore 15.00 1.01 7.92 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 22 Uscita saturatore 126.50 32.12 139.73 0.47 0.03 31.24 1.50 14.39 7.58 0.00 0.00 44.79 0.00 23 Combustibile alla turbina 200.00 31.80 139.73 0.47 0.03 31.24 1.50 14.39 7.58 0.00 0.00 44.79 0.00 24 Vapore parete membranata 340.00 54.00 10.87 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

102

Processo di gassificazione Le prestazioni del processo di gassificazione non presentano variazioni rispetto alle configurazioni precedenti. Tabella 6.6: Bilancio di massa del gassificatore Portate in ingresso Carbone 32.94 kg/s Ossigeno 28.90 kg/s Vapore 2.95 kg/s Azoto 4.10 kg/s Portate in uscita Syngas prodotto 63.75 kg/s Ceneri separate 4.96 kg/s Carbonio non convertito 0.16 kg/s

Tabella 6.7: Bilancio energetico del gassificatore PCI carbone 26.81 MJ/kg Potenza termica entrante 883.05 MW PCI syngas 11.16 MJ/kg Potenza termica syngas 711.32 MW Cold gas efficiency 82.04 % Preriscaldatori aria In questa configurazione di impianto il preriscaldamento dell’aria avviene in due preriscaldatori posti in serie. I due scambiatori operano in configurazione controcorrente. La capacità termica dell’aria è maggiore di quella del syngas in entrambi gli scambiatori, mentre quella del syngas nello scambiatore a bassa temperatura è minore di quella del syngas nello scambiatore ad alta temperatura poiché tra i due scambiatori è separata la portata inviata al quench. Tra la temperatura del syngas in uscita dal primo scambiatore e quella in entrata nel secondo c’è una differenza causata dalla miscelazione del syngas con l’azoto impiegato per la pulizia del filtro ceramico.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

103

Tabella 6.8: Caratteristiche del preriscaldatore ad alta temperatura Temperature Gas in 900 °C Gas out 300 °C Aria in 250.5 °C Aria out 473.5 °C Calore scambiato 102.43 MW

Figura 6.6: Diagramma di scambio del preriscaldatore ad alta temperatura Tabella 6.9: Caratteristiche del preriscaldatore a bassa temperatura Temperature Gas in 295.2 °C Gas out 275.1 °C Aria in 245.1 °C Aria out 250.5 °C Calore scambiato 2.48 MW

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

0 20 40 60 80 100 120

Temperatura [°C]

Calore scambiato [MW]syngas aria

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

104

Figura 6.7: Diagramma di scambio del preriscaldatore a bassa temperatura Turbina a gas Come anticipato il calore recuperato dal processo di raffreddamento del syngas è maggiore rispetto al caso precedente e la potenza assorbita dal compressore diminuisce. Il rendimento del ciclo a gas è leggermente superiore rispetto al caso precedente, poiché il rapporto di compressione adottato è maggiore. Il lavoro specifico è maggiore rispetto ai casi precedenti a causa della diminuzione del lavoro di compressione. La potenza prodotta dal ciclo a gas aumenta rispetto ai casi precedenti per la maggiore quantità di calore fornito all’aria compressa dal raffreddamento del gas. Tabella 6.10: Bilancio di massa della turbina a gas Portata aria ingresso 531.19 kg/s Portata syngas 139.73 kg/s Aria per raffreddamento 94.595 kg/s Diametro all'uscita 2.97 m Altezza di pala in uscita 0.71 m

200

220

240

260

280

300

320

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3

Temperatura [°C]

Calore scambiato [MW]syngas aria

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

105

Tabella 6.11: Bilancio energetico della turbina a gas Potenza turbina 557.66 MW Potenza compressore 188.33 MW Perdite 6.07 MW Potenza netta 363.26 MW Lavoro specifico 677.9 kJ/kg PCI syngas 5.18 MJ/kg Potenza termica syngas 724.36 MW Calore preriscaldatore aria 105.28 MW Potenza termica entrante 829.64 MW Rendimento elettrico 43.79 % Ciclo a vapore a recupero La portata di gas combusti assume un valore intermedio rispetto ai due casi studiati in precedenza, mentre la temperatura è simile a quella che si ritrova nel caso con preriscaldamento. Tuttavia in questa configurazione la portata di vapore generato dai recuperi termici del processo di gassificazione è molto minore, pertanto la potenza prodotta dalla turbina a vapore è minore rispetto agli altri casi. Il rendimento è leggermente minore rispetto al caso precedente poiché è minore la quantità di vapore prodotta ad alta pressione. Tabella 6.12: Bilancio di massa del ciclo a vapore portata [kg/s] Temperatura[°C] pressione[bar] Ingresso gas 670.92 591.3 1.04 Uscita gas 670.92 90 1.01 Vapore generato HP 71.88 338.87 144 Vapore generato IP 15.7 244.16 36 Vapore generato LP 11.89 143.62 4 Vapore da recupero IP 1.16 321.67 36 Vapore alla turbina HP 71.88 565 144 Vapore alla turbina IP 89.14 565 36 Vapore alla turbina LP 11.89 299 4 Vapore spillato 1.6 324.9 6

Capitolo 6 _____________________________________________________________________

106

Tabella 6.13: Bilancio energetico del ciclo a vapore Calore disponibile dai gas 422.75 MW Calore recuperato dalla caldaia 368.22 MW Calore dai recuperi termici 2.99 MW Rendimento di recupero termico 87.10 % Calore sottratto al ciclo 12.98 MW Calore rilasciato al condensatore 217.14 MW Calore rilasciato al camino 51.93 MW Potenza turbina 139.6 MW Consumo pompe 1.92 MW Potenza netta 137.68 MW Rendimento netto 38.43 %

Figura 6.8: Diagramma di scambio della caldaia e dei syngas cooler Bilancio energetico complessivo

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500

Temperatura[°C]

Calore scambiato [MW]

caldaia a recupero

raffreddamentogassificatore

Ciclo a gas con preriscaldamento aria e compressione interrefrigerata _____________________________________________________________________

107

La compressione interrefrigerata consente di recuperare una maggiore quantità di calore dal processo di raffreddamento del syngas rispetto al caso con il solo preriscaldatore: c’è un ulteriore aumento della potenza prodotta dal ciclo a gas rispetto a quella prodotta dal ciclo a vapore. A causa della diminuzione della potenza prodotta dal ciclo a vapore il rendimento complessivo dell’impianto è minore. Tabella 6.14: Bilancio energetico globale dell’impianto Potenza netta turbina a gas 363.26 MW Potenza netta ciclo a vapore 137.68 MW Pompe 0.64 MW Ventilatore ricircolo syngas 1.03 MW Trattamento carbone 1.65 MW Trattamento ceneri 0.50 MW Processo selexol 0.37 MW ASU e compressore aria 32.08 MW Compressore azoto per LH 10.73 MW Compressore azoto per diluizione 34.05 MW Potenza totale ausiliari 81.05 MW Potenza netta IGCC 419.89 MW Portata carbone 32.94 kg/s Potenza termica carbone 883.05 MW Potenza termica syngas 711.32 MW Cold gas efficiency 82.04 % Rendimento netto IGCC 47.55 %

108

7 Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione

7.1 Descrizione dell’impianto Il ciclo a gas presente in questo impianto presenta, oltre al preriscaldatore dell’aria e alla compressione interrefrigerata, la ricombustione dei gas dopo una prima espansione in turbina. Il lavoro prodotto dalla turbina aumenta rispetto al ciclo semplice poiché nella turbina di bassa pressione espande un fluido con maggiore volume specifico, a causa del calore introdotto con la seconda combustione. Il lavoro del compressore non varia, pertanto il lavoro specifico prodotto dal ciclo è più elevato. Il calore introdotto con il combustibile è maggiore, proprio a causa della doppia combustione, inoltre dato che anche la turbina di bassa pressione opera con gas ad elevata temperatura, per il suo raffreddamento è necessaria una maggiore quantità di aria spillata dal compressore. Pertanto il rendimento complessivo del ciclo a gas diminuisce. Il rendimento inferiore a quello di una turbina con ciclo a gas semplice non rende conveniente la ricombustione per la realizzazione di turbine a gas isolate. Tuttavia questa soluzione può rivelarsi conveniente per l’utilizzo in un ciclo combinato, nel quale il calore contenuto nei gas, scaricati a temperatura maggiore rispetto al ciclo semplice, può essere recuperato in maniera efficiente dalla caldaia a recupero. Inoltre, poiché il lavoro di espansione è molto superiore rispetto a quello richiesto dalla compressione, è possibile ottenere buoni rendimenti di conversione anche con rapporti di compressione più elevati rispetto a quelli abitualmente adottati per i cicli combinati, e, data la seconda combustione, avere gas di scarico ad elevata temperatura. Turbine dotate di ricombustione e dall’alto rapporto di compressione complessivo sono state studiate da alcuni produttori, ma hanno avuto scarsa diffusione, a causa della difficoltà che deriva dall’aggiunta di componenti che operano ad elevata temperatura [2]. Nel caso studiato in questo lavoro, il maggiore lavoro specifico prodotto dal ciclo dovrebbe comportare un recupero termico ancora più efficiente: a pari potenza prodotta dalla turbina la portata di aria aspirata si riduce. Di conseguenza, recuperando la medesima quantità di calore dai gas combusti è possibile portare l’aria a temperatura maggiore, riducendo la quantità di combustibile necessario per la prima combustione. Inoltre la minore portata di aria aumenta la frazione di portata costituita dal combustibile, che espande in turbina ma non è elaborata dal compressore, con un ulteriore aumento del lavoro specifico. La presenza dell’intercooler permette di recuperare calore a temperatura inferiore a quella della configurazione sprovvista di questo componente, come nel caso studiato in precedenza. I rapporti di compressione

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione _____________________________________________________________________

109

considerati per questa configurazione sono più elevati, per ottenere i vantaggi sul rendimento citati. Gassificatore Anche in questo impianto è impiegato un gassificatore a letto trascinato, che è raffreddato tramite pareti membranate e alimentato con lock hoppers. L’ossidante utilizzato è ossigeno. Per questa configurazione di impianto la pressione di gassificazione è variata per garantire la sovrapressione del syngas necessaria per l’alimentazione al combustore. Sezione di separazione aria Come nell’impianto di riferimento la sezione di separazione aria non è integrata con il ciclo a gas: prevede un impianto a doppia colonna per la distillazione criogenica e i compressori interrefrigerati per l’aria in ingresso e per l’azoto prodotto, mentre l’ossigeno è prodotto allo stato liquido. Anche per questo impianto per la rigenerazione dei filtri è impiegato calore proveniente dall’intercooler del ciclo a gas. Raffreddamento del syngas Anche per questa configurazione di impianto il raffreddamento in uscita dal gassificatore è effettuato mediante un quench con una portata di syngas ricircolato. A valle del ricircolo è posizionato il preriscaldatore dell’aria, a valle del quale il syngas è portato ad una temperatura che permette lo scambio termico con l’aria, e successivamente è presente un syngas cooler tradizionale che raffredda il syngas fino a 300°C, temperatura compatibile con il filtro ceramico. Prima dello scrubber una parte del syngas è ricircolata per il quench, mentre una seconda frazione è ricircolata a valle dello scrubber.

Capitolo 7 _____________________________________________________________________

110

Ossigeno

Azoto

acquaIP

Azoto

Syngas

depurazione acqua

acqua dimakeup

58

raffreddamento slag

filtroceramico

scubber

Fly ashes

Gas quench

slag

Carbone

Gassificatore

lock hoppers

Syngas

Cooler

Preriscaldatore

aria

vapore IP

aria al cicloa gas

aria dal cicloa gas

Depurazione del syngas Come nelle configurazioni descritte in precedenza, la sezione di depurazione del syngas è costituita da un reattore per l’idrolizzazione del COS, da un ulteriore raffreddamento del syngas, e infine da un AGR che funziona secondo un processo di assorbimento fisico di tipo Selexol. Anche in questo caso, prima di essere inviato ai due combustori presenti nel ciclo a gas, il syngas viene diluito con azoto, saturato con vapore acqueo e riscaldato fino a 200°C. Turbina a gas Il ciclo a gas presente in questo impianto prevede oltre al compressore dotato di interrefrigerazione, la ricombustione dei gas in uscita dalla prima turbina, e l’espansione di questi in una seconda turbina. Questa soluzione permette di estrarre una maggiore quantità di lavoro dall’espansione in turbina. Poiché l’interrefrigerazione permette di ridurre il lavoro del compressore, il lavoro specifico per unità di aria aspirata è maggiore rispetto agli altri casi. Tuttavia la quantità di combustibile necessario per le due combustioni è elevata, pertanto il rendimento del ciclo diminuisce rispetto a quello di un ciclo semplice. Il compressore è diviso in due sezioni con uguale

Figura 7.1: Schema di gassificatore e raffreddamento syngas

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione _____________________________________________________________________

111

rapporto di compressione, separate da uno scambiatore che raffredda l’aria. Successivamente l’aria compressa viene scaldata attraverso lo scambiatore che raffredda il syngas a valle del quench. Il combustore è diffusivo, come quello adottato negli altri impianti analizzati. L’espansione avviene in due turbine: la prima ha un solo stadio che espande ad alta temperatura, mentre la seconda ha caratteristiche analoghe a quelle dell’espansore presente nel caso di riferimento. I rapporti di compressione considerati sono più elevati rispetto a quelli scelti per gli altri casi, poiché la doppia espansione permette di ottenere rendimento e lavoro specifico più elevati operando con rapporti di espansione maggiori. Ciclo a vapore a recupero La caldaia a recupero produce vapore a tre livelli di pressione, gli stessi del caso di riferimento. Il vapore prodotto dal syngas cooler, aggiunto a quello generato nelle pareti membranate che raffreddano il gassificatore, è immesso nel corpo cilindrico a pressione intermedia. Lo spillamento di vapore dalla turbina fornisce calore al reboiler della colonna di assorbimento dell’AGR, come nel caso precedente.

~

IP rh LP

sh IP eco

HP eva

LP eva HP

sh

HP eco IP

eva HP eco

IP sh LP

eco gas in

gas out

acqua ai recuperi HP

vapore dai recuperi HP

vapore per Selexol reboiler e filtri ASU

acqua a Selexol reboiler e filtri ASU

Figura 7.2: Schema del ciclo a vapore

Capitolo 7 _____________________________________________________________________

112

Schema di impianto Nella pagina successiva è illustrato lo schema complessivo dell’impianto: i flussi numerati sono i punti principali dell’impianto, di cui verranno presentate le proprietà termodinamiche e la composizione chimica nel paragrafo relativo alla presentazione dei risultati delle simulazioni.

condensato

~~

Acid GasRemoval

Air SeparationUnit

zolfo

Gassificatore

13

O2heater

11

coolerair

heater

fuelheater

intercooler

coolerIP CO

Shy

drol

izer

waterheater

syngasheater

heat

re

cupe

rato

r

water heater

water heater

scrubberfiltro ceramico

1

2

3

45

6

78

10

12

14

15

17

16

18 19

20

21

22

23

24

25

26

27 28

cenericarbone

legenda colori:

ariasyngasacqua vaporeossigenoazoto

Figura 7.3: Schema complessivo dell'impianto

Capitolo 7 _____________________________________________________________________

114

7.2 Modelli delle principali unità e ipotesi di simulazione Anche per questo impianto sono illustrate le ipotesi relative solo ai componenti che hanno subito modifiche, in particolare la linea di raffreddamento del syngas e il ciclo di produzione di potenza, poiché le altre sezioni di impianto sono invariate. Gassificatore Il gassificatore è simulato con gli stessi componenti impiegati negli altri casi e anche le ipotesi relative alle portate in ingresso e alla temperatura di gassificazione sono invariate. L’unico dato che varia è la pressione del gassificatore, che è fissata in modo da avere la pressione del syngas all’ingresso del combustore superiore di 8 bar rispetto all’aria compressa: cambia quindi a seconda del rapporto di compressione considerato. Preriscaldatore aria In questa configurazione di impianto è presente un preriscaldatore dell’aria, modellizzato attraverso due mixer, come nella configurazione che presenta solo il preriscaldatore. La temperatura di ingresso del syngas è fissata. Lo scambio termico avviene con una configurazione controcorrente, quindi la temperatura di uscita del syngas deve poter garantire lo scambio termico con l’aria compressa: il ΔT di pinch point in questo punto è un valore fissato pari a 30°C. La temperatura dell’aria in uscita dallo scambiatore è determinata risolvendo il bilancio energetico. Tabella 7.1: Ipotesi di calcolo del preriscaldatore dell'aria Temperatura syngas in ingresso 900 °C ΔT di pinch point 30 °C Perdite di carico aria 3,4 % Perdite di carico syngas 3,4 % Syngas cooler A valle del preriscaldatore è installato un syngas cooler convettivo che produce vapore a media pressione inviato al corpo cilindrico a pressione intermedia del ciclo a vapore: la temperatura all’uscita del cooler è pari a 300°C. A causa del minore salto termico la portata di vapore prodotto sarà inferiore rispetto al caso di riferimento. Le caratteristiche del syngas cooler sono le medesime di quelle considerate per il caso di riferimento.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione _____________________________________________________________________

115

Turbina a gas Il ciclo a gas impiegato in questa configurazione di impianto prevede una compressione interrefrigerata e una doppia espansione in turbina, con i gas in uscita dalla prima turbina che subiscono una nuova combustione prima della seconda espansione. Il compressore è preceduto da un filtro per la pulizia dell’aria esterna ed è, come avveniva per il caso precedente, diviso in due sezioni, il cui rapporto di compressione è pari alla radice del rapporto di compressione totale, il quale viene variato per determinare il rapporto che massimizza il rendimento. Tra le due sezioni è presente uno scambiatore che raffredda l’aria recuperando calore impiegato per la rigenerazione dei filtri dell’ASU. Le ipotesi effettuate per il calcolo del compressore sono le stesse considerate per gli altri casi studiati: è fissato il Δh massimo per ciascuno stadio e a partire da questo vengono calcolati il numero di stadi e il rendimento politropico, mentre il rendimento organico è un valore assegnato. Per ciascuna turbina è assegnato il numero di stadi ed il rendimento politropico è considerato costante per ciascuno stadio. Il valore della TIT è fissato per entrambi gli espansori e corrisponde alla massima temperatura compatibile con i materiali, per massimizzare il rendimento del ciclo: la portata di aria è calcolata per ottenere la TIT desiderata per la turbina HP, mentre per la turbina LP è variata la portata di combustibile alimentata al combustore LP. Di conseguenza la portata di aria e le dimensioni di compressore ed espansore variano con la temperatura di uscita dell’aria dal preriscaldatore e quindi con il rapporto di compressione.

Capitolo 7 _____________________________________________________________________

116

Tabella 7.2: Ipotesi di calcolo della turbina a gas Compressore Rapporti di compressione considerati da 30 a 39 Temperatura di uscita dall’intercooler 50 °C Δh per stadio 23 kJ/kg Rendimento organico 99,865 % Turbina HP Numero di stadi totali 1 Numero di stadi raffreddati 1 Rendimento organico 99,865 % TIT 1360 °C Temperatura massima del materiale 865 °C Turbina LP Numero di stadi totali 4 Numero di stadi raffreddati 3 Rendimento organico 99,865 % TIT 1360 °C Temperatura massima del materiale 865 °C Alternatore Velocità di rotazione 3000 giri/min Rendimento organico 99,65 % Rendimento elettrico 98,7 % Perdite di carico Filtro dell’aria 1 % Intercooler 1 % Preriscaldatore aria 3,4 % Combustore HP 3 % Combustore LP 3 %

Ciclo a vapore a recupero La portata e la temperatura dei gas all’ingresso della caldaia a recupero dipendono dalle caratteristiche del ciclo a gas, variano quindi a seconda del rapporto di compressione adottato, mentre è fissata la temperatura di uscita. Il vapore è generato e surriscaldato a tre diversi livelli di pressione, ma solo il livello di pressione intermedio prevede il risurriscaldamento del vapore generato al livello più elevato, dopo una prima espansione in turbina.

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione _____________________________________________________________________

117

Il livello di media pressione prevede l’immissione nel corpo cilindrico di vapore generato nelle pareti del gassificatore e dal syngas cooler. Dalla turbina è spillata una portata di vapore inviata alla sezione AGR. Le assunzioni per il calcolo della turbina e delle pompe sono le stesse adottate per il caso di riferimento.

7.3 Risultati delle simulazioni effettuate 7.3.1 Scelta del rapporto di compressione ottimo Vengono presentati i risultati delle simulazioni effettuate al variare del rapporto di compressione del ciclo a gas. Anche per questa configurazione di impianto il rendimento del ciclo a gas aumenta con il rapporto di compressione, come previsto, e assume valori superiori rispetto al caso precedente. Poiché il calore entrante varia di poco, all’aumento di rendimento del ciclo consegue un aumento della potenza prodotta. La portata di aria aumenta con la potenza meno che proporzionalmente poiché il lavoro specifico per unità di aria aumenta. Nonostante la portata di vapore generato dal syngas cooler aumenti all’aumentare del rapporto di compressione, si verifica una diminuzione della potenza prodotta dalla turbina a vapore, che è dovuta alla diminuzione della temperatura dei gas all’uscita dell’espansore. Come si verifica per i casi precedenti, la potenza lorda prodotta dall’impianto aumenta con il rapporto di compressione, mentre, a causa dell’aumento della potenza assorbita dagli ausiliari, la potenza netta prodotta dall’impianto presenta un massimo per un rapporto di compressione pari a 35. Come avveniva nel caso precedente è necessario comprimere l’azoto impiegato per la diluizione del syngas, ad una pressione più elevata per permettere l’iniezione nel combustore ad una pressione superiore a quella dell’aria: questa necessità spiega l’aumento della potenza assorbita dagli ausiliari.

Tabella 7.3: Prestazioni dell'impianto in funzione del rapporto di compressione Rapporto di compressione 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

Portata aria [kg/s] 464.44 464.98 465.61 465.97 466.64 467.27 467.88 468.49 469.15 469.72

Potenza Turbina a gas [MW] 370.58 372.74 374.77 376.71 378.54 380.29 381.91 383.47 384.96 386.44

Lavoro specifico turbina a gas [kJ/kg]

797.91 801.63 804.90 808.44 811.20 813.85 816.26 818.52 820.55 822.70

Potenza ciclo a vapore [MW]

138.23 136.5 134.99 133.45 132 130.6 129.24 127.92 126.57 125.13

Potenza lorda IGCC [MW] 508.81 509.24 509.76 510.16 510.54 510.89 511.15 511.39 511.53 511.57

Potenza ausiliari [MW] 83.23 83.78 84.11 84.48 84.8 85.11 85.42 85.76 86.06 86.37

Potenza IGCC [MW] 425.37 425.54 425.65 425.69 425.74 425.78 425.73 425.64 425.47 425.21

Rendimento netto %

48.17 48.19 48.20 48.21 48.21 48.22 48.21 48.20 48.18 48.15

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione _____________________________________________________________________

119

Figura 7.4: Potenze in funzione del rapporto di compressione

Figura 7.5: Rendimento in funzione del rapporto di compressione

0

100

200

300

400

500

600

30 32 34 36 38 40

Potenza[MW]

rapporto di compressionePotenza turbina gas potenza ciclo a vapore

48.14

48.15

48.16

48.17

48.18

48.19

48.2

48.21

48.22

48.23

30 32 34 36 38 40

Rendimento %

rapporto di compressione

Capitolo 7 _____________________________________________________________________

120

7.3.2 Risultati della simulazione relativa al caso con rapporto di compressione ottimo Come per i casi precedenti vengono presentati in dettaglio i risultati della simulazione effettuata con il rapporto di compressione che massimizza il rendimento dell’impianto, in questo caso pari a 35. La tabella 7.4 mostra le proprietà termodinamiche nei principali punti dell’impianto. Dall’osservazione della tabella è possibile effettuare alcune considerazioni:

Anche in questa configurazione di impianto la portata di aria aspirata dal compressore è maggiore rispetto al caso di riferimento, a causa dell’aumento della potenza della turbina.

La temperatura dell’aria in uscita dal compressore è minore i quella del caso di riferimento a causa della compressione interrefrigerata, ma maggiore rispetto a quanto avviene nel caso con solo compressione interrefrigerata, a causa del maggiore rapporto di compressione. La quantità di calore che è possibile recuperare dal syngas è un valore intermedio tra i due verificatisi nei due casi precedenti.

La temperatura di uscita dalla turbina è inferiore a quella raggiunta nel caso di

riferimento, ma maggiore rispetto agli altri casi considerati, in funzione della variazione del rapporto di espansione della turbina di bassa pressione.

Il syngas è prodotto a pressione più elevata, quindi le pressioni lungo la linea di

raffreddamento sono maggiori. Anche la composizione è leggermente diversa a causa della variazione delle condizioni di equilibrio del processo.

Il calore recuperato daI raffreddamento del syngas è fornito per la maggior

parte al ciclo a gas: solo l’ultima parte del raffreddamento, da 314°C a 300°C avviene in un syngas cooler che genera vapore destinato al ciclo a vapore.

Le proprietà relative alle sezioni di separazione aria sono invariate, mentre per

quanto riguarda la sezione AGR la pressione del syngas è maggiore in conseguenza della più elevata pressione di gassificazione.

La pressione dell’azoto per la diluizione del syngas è maggiore per permettere

l’iniezione di quest’ultimo nel combustore del ciclo a gas.

Tabella 7.4:Proprietà termodinamiche e composizione chimica in alcuni punti dell'impianto

Temperatura Pressione Portata composizione [% molare]

[°C] [bar] [kg/s] Ar CH4 CO CO2 H2 H2O(g) H2O(l) H2S N2 O2

1 Aria in ingresso 15.00 1.01 467.27 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 2 ingresso intercooler 223.50 5.93 385.82 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 3 uscita intercooler 50.00 5.88 385.82 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 4 ingresso preriscaldatore 284.40 34.76 334.37 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 5 ingresso primo combustore 559.70 34.76 334.37 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 6 Ingresso prima turbina 1438.10 33.72 437.21 0.85 0.00 0.00 9.50 0.00 7.21 0.00 0.00 72.95 9.49 7 ingresso secondo combustore 1206.60 18.96 485.16 0.86 0.00 0.00 8.55 0.00 6.59 0.00 0.00 73.39 10.61 8 Ingresso seconda turbina 1408.70 18.39 522.21 0.85 0.00 0.00 9.30 0.00 7.08 0.00 0.00 73.04 9.72 9 Ingresso HRSC 601.80 1.04 607.16 0.85 0.00 0.00 9.30 0.00 7.08 0.00 0.00 73.04 9.72 10 Uscita HRSC 90.00 1.01 607.16 0.85 0.00 0.00 9.30 0.00 7.08 0.00 0.00 73.04 9.72 11 Aria all’ASU 95.00 5.76 120.61 0.92 0.00 0.00 0.03 0.00 1.03 0.00 0.00 77.28 20.73 12 O2 al gassificatore 180.00 80.00 28.90 3.09 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 1.91 95.00 13 Carbone 15.00 52.20 32.94 Carbone tipo Douglas Premium 14 N2 per lock hoppers 35.00 56.00 14.61 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 15 Uscita gassificatore 1550.00 52.20 63.75 0.98 2.81 61.44 3.72 21.89 2.52 0.00 0.20 6.45 0.00 16 Ricircolo syngas 200.00 48.71 46.92 0.79 0.02 52.26 2.69 24.14 11.27 0.00 0.16 8.66 0.00 17 ingresso preriscaldatore 900.00 52.20 110.67 0.87 0.02 57.40 2.95 26.52 4.87 0.00 0.18 7.20 0.00 18 Uscita preriscaldatore 314.40 50.43 110.67 0.87 0.02 57.40 2.95 26.52 4.87 0.00 0.18 7.20 0.00 19 Uscita syngas cooler 300.00 48.71 110.67 0.87 0.02 57.40 2.95 26.52 4.87 0.00 0.18 7.20 0.00 20 Uscita scrubber 163.30 48.71 76.06 0.77 0.02 50.78 2.61 23.46 13.79 0.00 0.16 8.42 0.00 21 Ingresso AGR 35.00 44.03 76.06 0.77 0.02 50.78 2.61 23.46 0.11 13.68 0.16 8.42 0.00 22 N2 per diluzione syngas 306.10 44.10 65.13 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 23 Ingresso saturatore 177.00 43.59 131.82 0.51 0.01 33.78 1.62 15.60 0.07 0.00 0.00 48.40 0.00 24 acqua saturatore 145.00 70.00 113.75 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 25 uscita saturatore 137.00 43.15 139.90 0.47 0.01 31.20 1.50 14.41 7.70 0.00 0.00 44.71 0.00 26 Combustibile alla turbina 200.00 42.72 139.90 0.47 0.01 31.20 1.50 14.41 7.70 0.00 0.00 44.71 0.00 27 Vapore parete membranata 340.00 54.00 11.23 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00 28 Vapore Syngas cooler IP 300.00 36.00 1.20 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 100.00 0.00 0.00 0.00 0.00

Capitolo 7 ____________________________________________________________________

122

Processo di Gassificazione Tabella 7.5: Bilancio di massa del gassificatore Portate in ingresso Carbone 32.94 kg/s Ossigeno 28.90 kg/s Vapore 2.95 kg/s Azoto 4.10 kg/s Portate in uscita Syngas prodotto 63.75 kg/s Ceneri separate 4.96 kg/s Tabella 7.6: Bilancio energetico gassificatore PCI carbone 26.81 MJ/kg Potenza termica entrante 883.05 MW PCI syngas 11.16 MJ/kg Potenza termica syngas 711.32 MW Cold gas efficiency 82.06 Preriscaldatore aria In questa configurazione di impianto il preriscaldamento dell’aria avviene in uno scambiatore controcorrente. Di seguito sono riportati i risultati della simulazione e il diagramma di scambio. Tabella 7.7: Caratteristiche del preriscaldatore dell'aria Temperature Gas in 900 °C Gas out 314.4 °C Aria in 284.4 °C Aria out 559.7 °C Calore scambiato 102.43 MW

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione ____________________________________________________________________

123

Figura 7.6: Diagramma di scambio termico del preriscaldatore aria Turbina a gas Il calore recuperato dal processo di raffreddamento del syngas è minore rispetto al caso con solo intercooler, a causa del maggiore rapporto di compressione. Il lavoro specifico per unità di aria aspirata è superiore rispetto ai casi considerati in precedenza, per la presenza del doppio combustore. Il rendimento del ciclo aumenta poiché, data la minore portata di aria aspirata dal compressore, si riduce il rapporto tra la portata che espande in turbina e quella elaborata dal compressore. La potenza prodotta aumenta in funzione dell’aumento di rendimento. Tabella 7.8: Bilancio di massa della turbina a gas Portata aria ingresso 467.27 kg/s Portata syngas 139.9 kg/s Aria per raffreddamento 125.89 kg/s Diametro all'uscita HP 2.46 m Altezza di pala in uscita LP 0.08 m Diametro all'uscita LP 2.94 m Altezza di pala in uscita LP 0.68 m Tabella 7.9: Bilancio energetico della turbina a gas

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

0 20 40 60 80 100

Temperatura [°C]

Calore scambiato [MW]aria syngas

Capitolo 7 ____________________________________________________________________

124

Potenza turbina LP 492.18 MW Potenza turbina HP 74.35 MW Potenza compressore LP 94.22 MW Potenza compressore HP 85.66 MW Perdite 6.36 MW Lavoro specifico 813.85 kJ/kg Potenza netta 380.29 MW PCI syngas 5.18 MJ/kg Potenza termica syngas 723.80 MW Calore preriscaldatore aria 99.43 MW Potenza termica entrante 823.23 MW Rendimento elettrico 46.19 % Ciclo a vapore a recupero La portata di gas combusti assume un valore inferiore rispetto a tutti i casi studiati in precedenza, mentre la temperatura è minore solo rispetto a quella del caso di riferimento. La portata di vapore generato dalla caldaia è minore, mentre la portata di vapore proveniente dai recuperi termici del processo di gassificazione è di poco superiore rispetto alla configurazione con solo intercooler: la potenza prodotta dalla turbina a vapore è minore rispetto agli altri casi. Il rendimento del ciclo è simile a quello che si ritrova per gli altri casi con ciclo a gas modificato, leggermente maggiore a causa della più elevata temperatura dei gas di scarico della turbina. Tabella 7.10: Bilancio di massa del ciclo a vapore

Portata [kg/s] Temperatura[°C] Pressione[bar] Ingresso gas 607.17 601.77 1.04 Uscita gas 607.17 90 1.01 Vapore generato HP 67.97 338.87 144 Vapore generato IP 13.35 244.16 36 Vapore generato LP 9.81 143.62 4 Vapore da recupero IP 3.90 315.66 36 Vapore alla turbina HP 67.97 565 144 Vapore alla turbina IP 85.52 565 36 Vapore alla turbina LP 9.81 299 4 Vapore spillato 1.597 324.9 6

Ciclo a gas con preriscaldamento aria, compressione interrefrigerata e ricombustione ____________________________________________________________________

125

Tabella 7.11: Bilancio energetico del ciclo a vapore Calore disponibile dai gas 391.5 MW Calore recuperato dalla caldaia 341.98 MW Rendimento di recupero termico 87.35 % Calore dai recuperi termici 7.63 MW Calore sottratto al ciclo 14.72 MW Calore rilasciato al condensatore 202.99 MW Calore rilasciato al camino 47.10 MW Potenza turbina 132.42 MW Consumo pompe 1.83 MW Potenza netta 130.6 MW Rendimento netto 39.00 %

Figura 7.7: Diagramma di scambio termico di caldaia e syngas cooler Bilancio energetico globale

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

0 50 100 150 200 250 300 350 400

Temperatura[°C]

Calore scambiato[MW]

caldaia a recupero

raffreddamentogassificatore

Syngascooler IP

Capitolo 7 ____________________________________________________________________

126

La compressione interrefrigerata consente di recuperare una maggiore quantità di calore dal processo di raffreddamento del syngas rispetto al caso di riferimento, inoltre con la doppia combustione è possibile produrre più lavoro di espansione: c’è un ulteriore aumento della potenza prodotta dal ciclo a gas rispetto a quella prodotta dal ciclo a vapore, che diminuisce fortemente. La potenza prodotta globalmente dall’impianto pertanto è maggiore rispetto a quella prodotta nella configurazione con solo intercooler. Tuttavia la potenza prodotta diminuisce rispetto al caso di riferimento e alla configurazione con solo preriscaldatore, a causa della forte diminuzione della potenza del ciclo a vapore. Tabella 7.12: Bilancio energetico globale dell’impianto Potenza netta turbina a gas 380.29 MW Potenza netta ciclo a vapore 130.60 MW Pompe 0.66 MW Ventilatore ricircolo syngas 1.02 MW Trattamento carbone 1.65 MW Trattamento ceneri 0.50 MW Processo selexol 0.37 MW ASU e compressore aria 32.08 MW Compressore azoto per LH 10.73 MW Compressore azoto per diluizione 38.12 MW Potenza totale ausiliari 85.11 MW Potenza netta IGCC 425.78 MW Portata carbone 32.94 kg/s Potenza termica carbone 883.05 MW Potenza termica syngas 748.49 MW Cold gas efficiency 82.06 % Rendimento netto IGCC 48.22 %

127

8 Conclusioni Nel presente capitolo vengono confrontati i risultati ottenuti nelle simulazioni effettuate per le diverse configurazioni di impianto: in particolare sono considerati i dati relativi alla variazione delle prestazioni del ciclo a gas e del ciclo a vapore. Le quattro configurazioni d’impianto considerate sono:

Configurazione A: impianto IGCC tradizionale. Configurazione B: impianto IGCC con ciclo a gas dotato di preriscaldamento

aria. Configurazione C: impianto IGCC con ciclo a gas dotato di preriscaldamento

aria e compressione interrefrigerata. Configurazione D: impianto IGCC con ciclo a gas dotato di preriscaldamento

aria, compressione interrefrigerata e ricombustione. Ciclo a gas Le prestazioni del ciclo a gas nelle 4 configurazioni sono presentate nella tabella 8.1. La portata di syngas prodotto dal gassificatore è costante per le quattro configurazioni, mentre quella del syngas alimentato alla turbina a gas varia poiché è diversa la pressione alla quale avviene la saturazione e quindi varia la portata di acqua aggiunta. Nelle configurazioni di impianto avanzate il calore recuperato dal processo di raffreddamento del syngas si aggiunge a quello introdotto con il combustibile. Il calore entrante nel ciclo quindi è la somma di questi due contributi ed il rendimento del ciclo è calcolato come il rapporto tra la potenza elettrica prodotta e il calore entrante sopra definito. Nel ciclo a gas con preriscaldamento dell’aria la potenza prodotta aumenta a seguito del’aumento della potenza termica entrante nel ciclo. il lavoro specifico prodotto per unità di aria aspirata diminuisce sia a causa dell’aumento del rapporto di compressione, sia poiché la portata d’aria aumenta mentre quella di combustibile rimane costante, quindi il rapporto tra la potenza assorbita dal compressore e quella sviluppata dalla turbina aumenta. Il rendimento del ciclo aumenta leggermente a causa del maggiore rapporto di compressione, nonostante il suddetto aumento del rapporto tra potenza assorbita dal compressore e sviluppata dalla turbina. In entrambi i casi dotati di compressione interrefrigerata il lavoro necessario alla compressione diminuisce, ed il lavoro specifico prodotto dal ciclo aumenta. Inoltre, data la minore temperatura all’uscita del compressore, il calore recuperato dal processo di gassificazione è maggiore. Tuttavia è necessario un maggiore rapporto combustibile/aria per raggiungere la TIT desiderata, pertanto la quantità di aria aspirata si riduce. Nella configurazione con una sola combustione, il rendimento si mantiene su livelli elevati, e aumenta leggermente rispetto ai casi privi di interrefrigerazione.

Capitolo 8 _____________________________________________________________________

128

Nell’ultimo caso invece il lavoro specifico prodotto aumenta fortemente a causa della doppia combustione, che riporta i gas ad alta temperatura, mentre l’aumento del rendimento è dovuto, oltre che al più elevato rapporto di compressione, alla ulteriore riduzione della frazione di portata che espande in turbina elaborata dal compressore. Gli effetti combinati di compressione interrefrigerata e doppia combustione quindi permettono di ottenere sia potenza netta del ciclo sia rendimento maggiore rispetto agli altri casi considerati. Tabella 8.1: Prestazioni del ciclo a gas nelle diverse configurazioni di impianto

Config. A Config. B Config. C Config. D Portata aria ingresso [kg/s] 523.72 615.99 531.19 467.27 Portata syngas prodotto [kg/s] 63.75 63.75 63.75 63.75 Portata syngas alimentato [kg/s] 140.88 140.5 139.73 139.9 Potenza turbina [MW] 528.68 620.82 557.66 566.529 Potenza compressore [MW] 211.4 268.53 188.33 179.877 Perdite [MW] 5.22 5.796 6.07 6.362 Potenza elettrica netta [MW] 312.06 346.49 363.26 380.29 Lavoro specifico [kJ/kg] 595.85 562.49 683.86 813.85 Potenza termica syngas [MW] 724.61 724.62 724.44 724.64 Potenza preriscaldatore aria [MW] 0 73.421 105.28 99.43 Potenza termica entrante [MW] 724.61 798.04 829.72 824.07 Rendimento elettrico % 43.07 43.42 43.78 46.15 Ciclo a vapore La maggiore portata di aria aspirata nel ciclo a gas con il preriscaldamento dell’aria comporta una più elevata portata di gas di scarico, quindi la caldaia recupera una maggiore quantità di calore dai gas, nonostante, a causa del maggiore rapporto di compressione, la temperatura di questi sia più elevata. Tuttavia l’energia termica recuperata dal processo di raffreddamento del syngas è molto minore, pertanto il calore entrante nel ciclo si riduce. Il rendimento del ciclo è inferiore poiché diminuisce la portata di vapore prodotto ad alta pressione e quindi è minore la quantità di calore introdotto ad alta temperatura, inoltre, come si vede dal grafico illustrato in figura 5.7 lo scambio termico avviene sotto differenze di temperatura maggiori. Nella configurazione con compressione interrefrigerata il calore disponibile dal raffreddamento dei gas combusti si riduce rispetto al caso di riferimento poiché la temperatura di questi ultimi è minore, mentre la portata è leggermente superiore. A causa dell’assenza di syngas cooler il vapore apportato al ciclo è solo quello generato dal sistema di raffreddamento delle pareti del gassificatore. Infine il calore disponibile dai gas si riduce ulteriormente per l’impianto con interrefrigerazione e doppia combustione, nel quale la portata dei gas risulta inferiore

Conclusioni _____________________________________________________________________

129

rispetto a tutti gli altri casi considerati, mentre la temperatura è maggiore di quella che si ha per le altre configurazioni avanzate poiché il rapporto di espansione della turbina di bassa pressione è inferiore al rapporto di espansione totale delle turbine adottate negli altri due casi. L’energia recuperata dal raffreddamento del syngas è superiore rispetto alla configurazione con sola compressione interrefrigerata a causa della presenza di un syngas cooler che genera vapore a pressione intermedia. In entrambi i casi il calore sottratto al ciclo per le necessità termiche dell’impianto è minore, infatti il calore necessario alla rigenerazione dei filtri dell’ASU è recuperato dall’intercooler del ciclo a gas. Per questi due impianti il rendimento del ciclo a vapore si mantiene su valori simili a quelli che si ottengono con il solo preriscaldamento. Tabella 8.2: Prestazioni del ciclo a vapore nelle diverse configurazioni di impianto

Config. A Config. B Config. C Config. D Portata gas combusti [kg/s] 664.6 756.489 670.924 607.17 Temperatura gas combusti [°C] 613.79 591.2 591.3 601.77 Calore disponibile dai gas [MW] 437.09 475.17 422.75 391.5 Calore recuperato dalla caldaia [MW] 382.86 413.78 368.22 341.98 Calore dai recuperi termici [MW] 104.14 32.22 2.99 7.63 Calore sottratto al ciclo [MW] 14.96 14.89 12.98 12.72 Potenza turbina [MW] 196.48 173.14 142.3 132.43 Potenza pompe [MW] 2.86 2.27 1.92 1.83 Potenza netta [MW] 193.62 167.59 137.68 130.6 Rendimento recupero termico 87.59 87.08 87.10 87.35 Rendimento netto % 41.02 38.87 38.43 38.77 Bilancio termico globale La cold gas efficiency, e con essa il calore disponibile dal processo di raffreddamento del syngas, si mantiene costante per la quattro configurazioni di impianto analizzate. Tuttavia tale calore viene recuperato con modalità diverse a seconda della configurazione. In particolare nell’impianto dotato di intercooler la quantità di calore recuperato è maggiore poiché in questo caso è possibile raffreddare il syngas fino ad una temperatura minore rispetto ai 300°C adottati negli altri casi. In tutte le configurazioni avanzate la quantità di calore fornito al ciclo a gas è superiore alla quantità recuperata dal ciclo a vapore. Poiché nelle configurazioni avanzate il calore fornito al ciclo a vapore diminuisce, la potenza elettrica prodotta da quest’ultimo è inferiore. Inoltre nelle ultime due configurazioni è inferiore anche la portata dei gas di scarico della turbina: diminuiscono entrambi gli input termici del ciclo a vapore.

Capitolo 8 _____________________________________________________________________

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Tabella 8.3: Bilancio termico globale dell'impianto

Config. A Config. B Config. C Config. D Potenza termica entrante [MW] 883.05 883.05 883.05 883.05

Cold gas efficiency % 82.06 82.06 82.04 82.06

Potenza termica del syngas come potere calorifico [MW] 724.61 724.62 724.44 724.64

Potenza termica sensibile del syngas 30.95 30.82 30.56 30.62

Potenza termica totale del syngas 755.56 755.44 755 755.26

Potenza termica disponibile dal raffreddamento del syngas 127.49 127.61 128.05 127.79

Potenza termica recuperato dal raffreddamento del syngas 123.81 124.18 126.71 123.89

Frazione recuperata con preriscaldamento aria 0 73.421 105.28 99.43

Frazione recuperata con generazione di vapore 123.81 50.76 21.44 24.26

Potenza termica non recuperata 3.69 3.43 1.33 3.90 Rendimento turbina a gas 43.07 43.42 43.78 46.15

Potenza turbina a gas 312.06 346.49 363.26 380.29

Potenza termica disponibile dai gas di scarico 437.09 475.17 422.75 391.50

Rendimento di recupero termico 0.88 0.87 0.87 0.87

Potenza termica recuperata dalla caldaia 382.86 413.78 368.22 341.98

Perdite caldaia 54.23 61.39 54.53 49.52

Potenza termica fornita al ciclo a vapore dai recuperi termici 104.14 32.22 2.99 7.63

Potenza termica entrante nel ciclo a vapore 487 446 371.21 349.61 Potenza termica sottratta al ciclo a vapore per usi termici 14.96 14.89 12.98 12.72

Potenza per usi termici proveniente dai recuperi termici 19.66 18.54 18.45 16.83

Potenza termica totale per usi termici 34.62 33.43 31.43 29.55

Rendimento del ciclo a vapore 41.02 38.87 38.43 38.77 Potenza netta ciclo a vapore 193.62 167.59 137.68 130.60

Conclusioni _____________________________________________________________________

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Potenza assorbita dagli ausiliari Le potenze assorbite dai processi di trattamento carbone e ceneri, processo di pulizia del syngas e sezione di separazione aria comprensiva del compressore desinato ai lock hoppers rimane costante al variare della configurazione di impianto: infatti il consumo di questi componenti dipende dalla portata di carbone alimentato, che non varia per le ipotesi di simulazione adottate. La potenza assorbita dal ventilatore necessario al ricircolo del syngas è più elevata per l’impianto dotato del solo preriscaldatore dell’aria: in questa configurazione le perdite di carico da vincere sono maggiori per la presenza di un ulteriore scambiatore, mentre è leggermente minore nella configurazione dotata di doppio combustore, poiché in questo caso la gassificazione avviene a pressione maggiore, quindi il volume specifico del syngas è minore e di conseguenza diminuisce il lavoro necessario ala compressione. Tabella 8.4: Potenza assorbita dagli ausiliari

Config. A Config. B Config. C Config. D Pompe [MW] 0.77 0.73 0.64 0.66 Ventilatore ricircolo syngas [MW] 1.03 1.50 1.03 1.02 Trattamento carbone [MW] 1.65 1.65 1.65 1.65 Trattamento ceneri [MW] 0.50 0.50 0.50 0.50 Processo selexol [MW] 0.37 0.37 0.37 0.37 ASU e compressore aria [MW] 32.08 32.08 32.08 32.08 Compressore azoto per LH [MW] 10.73 10.73 10.73 10.73 Compressore azoto per diluizione [MW] 31.61 33.56 34.05 38.12 Totale ausiliari [MW] 78.74 81.11 81.05 85.11 Tabella 8.5: Bilancio energetico globale dell’impianto

Config. A Config. B Config. C Config. D Potenza termica entrante [MW] 883.05 883.05 883.05 883.05 Potenza netta turbina a gas [MW] 312.06 346.49 363.26 380.29 Potenza netta ciclo a vapore [MW] 193.62 167.59 137.68 130.60 Potenza assorbita dagli ausiliari [MW] 78.74 81.11 81.05 85.11 Potenza netta IGCC [MW] 426.94 432.97 419.89 425.78 Rendimento netto IGCC % 48.35 49.03 47.55 48.22

Capitolo 8 _____________________________________________________________________

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Negli impianti con configurazione avanzata fornendo l’energia termica recuperata dal processo di raffreddamento del syngas al ciclo a gas, la potenza prodotta da quest’ultimo aumenta, mentre quella prodotta dal ciclo a vapore diminuisce, poiché a quest’ultimo viene a mancare una parte importante dell’input termico. In questo modo il calore recuperato viene convertito in lavoro con efficienza maggiore. Inoltre, nella configurazione con preriscaldamento dell’aria, poiché aumenta la portata di aria aspirata e quindi la potenza termica disponibile dai gas combusti, la diminuzione della potenza prodotta dal ciclo a vapore è minore della diminuzione del calore recuperato. La potenza globalmente prodotta dall’impianto è maggiore rispetto a quella prodotta dall’impianto di riferimento. Nelle configurazioni dotate di compressione interrefrigerata invece, nonostante la potenza prodotta dal ciclo a gas aumenti, quella del ciclo a vapore diminuisce fortemente a causa della diminuzione sia della potenza termica disponibile dai gas combusti sia di quella recuperata dal raffreddamento del syngas, pertanto la potenza complessivamente prodotta dall’impianto si riduce rispetto al caso di riferimento. Tra le nuove configurazioni di impianto studiate l’unica che permette di ottenere efficienza di conversione maggiore rispetto all’impianto di riferimento è quella che prevede il solo preriscaldamento dell’aria.

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Acronimi utilizzati AGR Acid Gas Removal

ASU Air Separation Unit

CGE Cold Gas Efficiency

DEA Dietanoloammine

GS Gas-Steam Cycle Simulation Code

EBTF European Benchmarking Task Force

HDS High Temperature Desulphurization

HGCU Hot Gas Clean Up process

HRSG Heat Recovery Steam Generator

HRSC Heat Recovery Steam Cycle

IGCC Integrated Gasification Combined Cycle

IGV Inlet Guide Vanes

MDEA Metil-dietanoloammine

MEA Monoetanoloammine

PCI Potere Calorifico Inferiore

PSA Pressure Swing Absorber

SCOT Shell Claus Offgas Treating

SCR Selective Catalytic Reduction

TIT Turbine Inlet Temperature

USC Ultra Super Critico

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