ALMA MATER STUDIORUM - UNIVERSITA’ DI BOLOGNA

SECONDA FACOLTA’ DI INGEGNERIA CON

SEDE A CESENA

CORSO DI LAUREA SPECIALISTICA

IN INGEGNERIA MECCANICA, CLASSE 36/S

SEDE DI FORLI’

PRESENTAZIONE

STUDIO DI TURBINA PER MICROCOGENERZIONE

CANDIDATO RELATORE

FEDERICO GAGLIARDI Prof. Ing. LUCA PIANCASTELLI

CORRELATORI

Prof. Ing. Vincenzo Dal Re,

Prof. Ing Gianmarco Saggiani

Dott. Ing Cristina Renzi

SCOPO DELLA TESI

STUDIO DI FATTIBILITA’ DI MICROTURBINA

AD USO DOMESTICO

Si vuole verificare la fattibilità di una microturbina per cogenerazione che sia semplice da costruire e impieghi come generatore elettrico un motore

brushless di derivazione commerciale

Requisiti fondamentali:

Generazione di energia termica pari a 10 – 12 kW

Assenza di un gruppo riduttore per limitare i componenti

Massima semplicità costruttiva

L’IDEA di PARTENZA

L’ idea è nata osservando le microturbine per aeromodelli amatoriali; tali macchine infatti sono molto semplici in quanto inizialmente pensate per una

costruzione “casalinga”

L’IDEA di PARTENZA

Tale macchina impiega un compressore di derivazione automobilistica, una turbina ricavata da un disco pieno opportunamente lavorato, mentre il circuito di lubrificazione sfrutta la pressione generata dal compressore

come effetto motore.

Si è inizialmente pensato di riconvertirla da turbogetto a turbina di potenza eliminando il convergente per i gas di scarico e cambiando l’inclinazione

dei palettamenti della turbina in modo da estrarre maggior potenza meccanica dai gas caldi

L’idea è stata abbandonata in quanto tale macchina in uscita presenta una potenza termica di circa 70 kW

Inoltre il regime di rotazione di circa 75.000 rpm risulta troppo elevato e richiede l’impiego di un riduttore di velocità

STUDIO DEL CICLO TUBOGAS

Visto l’impossibilità di adattamento della turbina per aeromodelli al nostro scopo si è reso necessario lo studio di un apposito ciclo turbogas

Le linee guida per la ricerca di un ciclo che soddisafacesse le nostre richieste sono state:

• Temperatura di ingresso turbina limitata per non dover raffreddare le pale

• Numero massimo di giri fissato in circa 35.000rpm

• Pressione di esercizio limitata per poter utilizzare il metano direttamente dalla rete senza dover impiegare un apposito compressore

CICLO TUBOGAS IDEALE

23

34

23p

34p

1

2

1

21id

TT

TT1

TTc

TTc1

Q

Q1

Q

QQη

4

3

1

2

1

3

p

p

p

pβ

T

Tτ εk

1k

k

1k

1

2

1

2 β)β(p

p

T

T

ε

1

2

1

3

1

3

3

4

idβ

11

T

T

T

T

1T

T

T

T

1η

)TT(c)TT(cWWW 12p43pctu

CICLO REALE TURBOGAS

1'2

12

1'2

12

cr

1cc

TT

TT

hh

hh

W

Wη

E’inoltre possibile considerare anche le perdite di pressione che si hanno in camera di combustione e

in uscita dalla turbina43

'43

43

'43

1t

trt

TT

TT

hh

hh

W

Wη

RIGENERAZIONE DEL CICLO

TURBOGAS

R = [cp45 (T4 - T5)]/[cp42 (T4 - T2)]

)TT(c

)TT(cpR

2442p

5445

R = 0,6 – 0,8

1

3

3

4

1

3

1

2

43

12

63

152

1R,id

T

T

T

T

T

T

1T

T

1TT

TT1

TT

TT1

1Q

Q1η

2564 TTeTT1R

FOGLIO EXCEL CICLO T.G.

I dati di input di tale foglio sono:

La temperatura di ingresso al compressore T1

Il rapporto di compressione

La temperatura di ingresso turbina T3

La potenza termica richiesta

Per la parte riguardante il ciclo ideale.

Per la parte riguardante il ciclo reale si sono aggiunte delle stime dei rendimenti dei turbina, compressore e le perdite

di pressione nella c.c e nello scambiatore di calore.

In uscita si sono ottenuti i rendimenti del ciclo ideale; reale semplice, totalmente rigenerato, parzialmente rigenerato e del recupero di energia termica

FOGLIO EXCEL CICLO T.G.

Da una prima analisi dei risultati è emersa la

ridotta portata d’aria necessaria ad ottenere

la voluta potenza termica e la non

convenienza di attuare una rigenerazione, in

quanto i miglioramenti a livello del ciclo

turbogas si sono rilevati molto più piccoli

rispetto le perdite di efficienza termica.

TURBINE A GAS

TURBINE A GAS

ASSIALI RADIALI

AZIONE REAZIONE

Tenendo conto delle nostre esigenze ( n° di giri, portata ridotta), si è scelto di adottare una turbina assiale ad azione semplice, perché:

TURBINA AD AZIONE

In tale tipo di turbina la conversione di energia di pressione del fluido avviene unicamente nei condotti statorici, quelli rotorici “catturano”

l’energia cinetica del fluido e la convertono in lavoro.

La mancanza di differenze di pressione tra monte e valle della girante rende i giochi più ampi a vantaggio della semplicità costruttiva

A parità di salto entalpico tale tipologia permette di lavorare a regimi di rotazione più bassi e non meno importante, di immettere il fluido di

lavoro anche su un arco limitato di circonferenza.

I rendimenti di tale macchina sono però inferiori rispetto quelli delle altre due e decadono molto se si passa da macchine mono a macchine

pluristadio

TURBINA AD AZIONE

)αcoscαcosc(u)cc(ucucuL 22112u1u2u21u1T

2

αcoscu 11

Caso ideale: sviluppo della equazione di Eulero con proporzionamento normale

Condizione di rendimento ottimo

TURBINA AZIONE

ww

cc

is

is

22

11

Nel caso reale si avranno delle perdite sia nello statore che nel diffusore

φ =coefficiente di perdita nei palettamenti fissi

Ψ =coefficiente di perdita nei palettamenti mobili

Tali coefficienti sono graficati in funzione dell’inverso del rapporto di espansione

e della deviazione della vena fluida

I triangoli di velocità cambiano ma non la condizione di massimo lavoro

RISULTATO

Scelto anche il tipo di turbina e visto il suo funzionamento si è creato un altro foglio excel per il suo studio

L’analisi dei due fogli elettronici ha permesso di poter delineare le caratteristiche funzionali dell’impianto e le dimensioni della turbina

tenendo conto delle condizioni che ci siamo imposti in partenza.

E’ stata necessaria una limitazione del lavoro specifico della turbina per non dover ricorrere ad una soluzione bi-stadio o ad un diametro troppo elevato

T1=15°C

β=1,5

T2=50,4°C

T3=750°C

T4=638°C

LT=112480,6 J/kg

LC=35568,8 J/kg

LU=76911,8 J/kg

η=10,9%

ηT=79%

ηC=70%

Δp/p=2%c.c.

Δp/p=5%s.c.

T2’=65,6°C

T4’=667,0°C

LTr=83051,0 J/kg

LCr=50812,5 J/kg

LUr=32238,5 J/kg

ηr=4,7%

CICLO IDEALE CICLO REALE

PORTATA ARIA,CONSUMO

COMBUSTIBILEIl calcolo della portata d’aria necessaria è stato

eseguito supponendo di riuscire a raffreddare i gas in uscita dalla turbina fino a 50°C

(Pth=12 kW)

s/kg01934,0cT'T

Pm

p.outs4

th

Pm= 582 W

ηth=90,2% ηTot=94,9%

s/kg00027,0Hi

Pm .comb

CH4

kW3.13cm)'TT(P p23.comb

CARATTERISTICHE GIRANTE

TURBINA

Numero di palettamenti = 16

Re= 60

Ri= 50

Rm=55

h= 10

s= 22

Inconel 100

COMPRESSORI

I turbocompressori possono essere assiali o centrifughi.

I compressori assiali hanno rendimento maggiore rispetto

quelli centrifughi e a parità di ingombro radiale permettono

di elaborare portate maggiori, ma necessitano di un

maggior numero di stadi per ottenere lo stesso rapporto di

compressione rispetto un compressore centrifugo.

Per le caratteristiche dell’applicazione la scelta ricade su un

compressore centrifugo a pale radiali.

COMPRESSORE CENTRIFUGO

Equazione di Eulero per compressore radiale

Lc=h02-h01=u2 c2u- u1 c1u= u2 c2u =u22

Caso reale si ha una deviazione della vena rispetto il caso ideale

z

π63,01μ

Lc= u2 c2ur= u22 μ

u2

ur2

c

cμ

nπ

60uD 22

z= 10+ 0,03 D2

Slip-factor Busemann-Stanitz

COMPRESSORE CENTRIFUGO

PID

P

A

A brπ2APID

bsen

SZrA P

P

'2

'21

rsen

SZ P

222 ACm R

12,003,0φ

Coefficiente di portata

2

R2

u

Cφ

GIRANTE

Dati principali girante:

z=14

ζ=0,83

R2=66

b2=2,5

b1=8,5

Sp=5

R1e=40

R1i=20

Avional 2024T4

CARCASSA

Carcassa= diffusore+voluta

Diffusore:en. cinetica→en. pressione

Voluta:raccogliere il fluido,

terminare trasformazione

Dimensionamento da “Bocchi, Motori a quattro tempi” per ventilatori

centrifughi, dato il basso rapporto di compressione

COMPLESSIVO

CONCLUSIONI

Possibilità di realizzazione di un ciclo cogenerativo con microturbina

Il basso rendimento del turbogas è recuperato dallo scambiatore di calore e convertito in energia termica.

Verifica resistenza girante turbina e compressore a forza centrifuga e albero a vibrazioni flessionali, prove sperimentali per convalidare i risultati

Limiti:

• l’utilizzo di componenti commerciali impone un limite ai giri e influisce negativamente sulla geometria delle macchine

Sviluppi:

la progettazione di un apposito generatore elettrico capace di ruotare a 90000-100000 rpm permetterebbe di avere macchine più piccole, meglio dimensionate e con maggiori rendimenti.