Turbine a Gas

UNIVERSITA’ DI FIRENZEFacoltà di Ingegneria

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Dipartimento di Energetica “S.Stecco”Sezione di Macchine

Corso: SISTEMI ENERGETICI - Classe: INGEGNERIA INDUSTRIALE, Laurea: INGEGNERIA MECCANICA

Turbine a gas� Versione: 1.00.03� Ultimo aggiornamento: 10 Aprile 2005� Realizzato da: C. Carcasci; B.Facchini; G. Manfrida

� Testi di Riferimento� G. Lozza, “Turbine a gas e cicli combinati”, Edizioni Progetto Leonardo, 1996� Acton, Caputo, “Introduzione allo studio delle turbomacchine”, UTET

– Pp.454-463

� Stecco, S., “Impianti di Conversione Energetica”, Pitagora Editrice (BO)– Capitolo 1 - pp.198-245

� Caputo, C., “Gli impianti motori termici”, Ed. ESA– Pp.149-72, cap.

� Cohen, H., Rogers, C.F.C., Saravanamutoo, H.I.H., “Gas Turbine Theory”, 4th edition. Longman Group 1996


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Indice

� Argomenti� Descrizione ciclo termodinamico ideale� Cenni storici� Sviluppi e caratteristiche� Rendimento del ciclo ideale


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Ciclo termodinamico ideale -1� Le turbine a gas reali sono così composte, nella

forma più schematica:� Un turbocompressore elabora aria � L’aria compressa è inviata ad una camera di

combustione� Iniezione di combustibile (liquido o gassoso)

� I gas combusti espandono in una turbina� La turbina muove il compressore e fornisce lavoro utile

� Gli impianti con turbina a gas si basano sul ciclo di Joule (ideale)� Lo schema di base per lo studio delle turbine a gas

fa riferimento al Ciclo Chiuso � Analogia con gli impianti a vapore (compressione)

� Negli impianti a vapore si usa una pompa, mentre nelle TG, essendo il fluido operativo un gas, si utilizza un compressore

TG a ciclo chiuso


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� Descrizione del ciclo ideale (impianto a ciclo chiuso, gas perfetto)� Il ciclo inizia con l'ingresso del fluido di lavoro nel compressore (punto 1)� Il fluido viene compresso (adiabatica isentropica) fino alla pressione p2

� Uno scambiatore riscalda il fluido fino alla temperatura T3

� Scambio di calore (sistema aperto) = Trasformazione isobara

� Il fluido espande in turbina fino al punto 4 (pressione p4 = p1 )� Espansione adiabatica isentropica

� Uno scambiatore asporta calore riportando il fluido nelle condizioni iniziali� Scambio di calore (sistema aperto) = Trasformazione isobara

Ciclo termodinamico ideale -2


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�Generalmente il ciclo di Joule si rappresenta nei piani termodinamici T/s (entropico) e/o h/s (entalpico)�Il ciclo si presenta simile nei due

piani:�dh=cp·dT

– Trascurando la variazione del calore specifico a pressione costante, la differenza è solo un “fattore di scala” sulle ordinate dei due piani termodinamici

�Nel piano T-s l’area sottesa dalle trasformazioni rappresenta il calore scambiato; l’area del ciclo il lavoro.

Rappresentazione sui piani termodinamici


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Cenni storici

�Nel 1791 John Barber ne propone il principio di funzionamento e lo brevetta

�Nel 1872 si ha il primo progetto dovuto a Sytolze�Nel 1884, la turbina, grazie a Parson, prende la “forma”

moderna�Nel 1904-1906, in Francia, Armengand e Lemale tentano

senza successo lo sviluppo delle prime turbine a gas�Sviluppi sporadici fino al 1935�Il primo impianto per produzione di energia elettrica fu

realizzato nel 1939 in Svizzera (Brown-Boweri)�Utilizzava un sistema a combustione esterna come scambiatore

superiore �Il fluido di lavoro era aria


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Sviluppi e caratteristiche� Sviluppi più rapidi sono avvenuti in tempi relativamente recenti in

seguito a:� Tecnologia avanzata che ha consentito di sviluppare materiali resistenti ad

elevate temperature� Sviluppo delle conoscenze dei fenomeni aerodinamici applicati, in

particolar modo, al progetto dei compressori assiali

� Caratteristiche principali� Basso costo di impianto� Funzionamento senza acqua� Rapidità di avviamento

� Possibilità di servizi “di punta”

� Ottimo rapporto potenza/peso� Adatta all’uso aeronautico


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Rendimento del ciclo ideale -1�Per lo studio parametrico si introducono i parametri adimensionali:�Rapporto di compressione

�β = p2/p1 = p3/p4

�ηid=1-Q2/Q1 = 1 - cp(T4 -T1)/[cp(T3 -T2)] = 1 - (T4 -T1)/(T3 -T2)

�si divide numeratore e denominatore per T1

�Per le due trasformazioni adiabatiche isentropiche:

T2/T1 = T3/T4 =( p2/p1)(γ-1)/γ = β(γ-1)/γ = βε

�Rapporto fra temperatura massima e minima

�τ= T3/T1

ε =(γ-1)/γ =(cp-cv)/cp=R/cp


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Rendimento del ciclo ideale -2

� Il rendimento ideale….� Dipende dal rapporto di compressione

(β)� Per β=1, ηid=0 ; per β→∝, ηid→1

� Dipende dal tipo di gas (γ)� Il rendimento è maggiore per gas

monoatomici (es. Elio)� Il rendimento è minore per gas

Poliatomici (es. Vapore e CO2 )

� NON dipende dalla temperatura massima (τ)

10 20 30 40 50 60 70 80 90 1000.0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

η id

β

γ=1.30 (PoliAtomico) γ=1.40 (BiAtomico) γ=1.67 (MonoAtomico)

εε

ε

εε

ε

ε

ββ

βτβτβ

βττβη 1

11)(

11

11

1

1

2

1

3

1

3

3

4

−=−=−

−⋅−=−

−⋅−=−

−⋅−= −

−−−

TT

TT

TT

TT

id


Pag. 10



Rendimento del ciclo ideale -3�L’indipendenza del rendimento ηid dal rapporto fra le temperature massima e minima τ risulta comune ad altri cicli composti da quattro politropiche a due a due uguali

� Si scomponga il ciclo in un numero elevato (teoricamente infinito) di cicli di Carnot elementari operanti tra le temperature estreme lungo le trasformazioni di scambio di calore (2-3 e 4-1)

� Si ottiene un ciclo equivalente in termini di rendimento e lavoro� Inciascuno dei cicli di Carnot così ncostruiti il rapporto tra le

temperature estreme risulta essere costante e pari a βε, essendo costante il rapporto delle pressioni

� Il rendimento di ciascun ciclo di Carnot risulta pari a

ηc=1-TH/TL =1-1/ βε


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Lavoro Specifico del ciclo ideale -1� Il Lavoro specifico del ciclo è una variabile molto importante

� Si riflette nelle dimensioni delle macchine� Comporta limitazioni sulla potenza massima dell'impianto

� Calcolo del Lavoro Specifico

Wu = Wt - Wc = cp (T3-T4) – cp·(T2-T1) [J/kg]� Utilizzando i parametri β e τ :

� Il lavoro specifico – a differenza del rendimento del ciclo ideale - dipendeanche dal rapporto τ fra le temperature estreme del ciclo

)1(1

11·1

2

1

3

3

4

1

3

1

−−−⋅=+−⋅−=+−−= − εε

εεε β

ββτββττ

TT

TT

TT

TT

TcW

p

u


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Lavoro Specifico del ciclo ideale -2

� In figura sono riportati gli andamenti del lavoro specifico per diverse temperature massime di ciclo� Spesso si riporta l’ascissa in scala logaritmica

0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 5000.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

1.6

1.8

2.0

2.2

Wu/c

pT1,

η

β

γ=1.41 τ=3.0 (T

3=864.5K)

τ=4.0 (T3=1152.6K)

τ=5.0 (T3=1440.8K)

τ=6.0 (T3=1728.9K)

rendimento

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.80.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

1.6

1.8

2.0

2.2

γ=1.41 τ=3.0 (T

3=864.5K)

τ=4.0 (T3=1152.6K)

τ=5.0 (T3=1440.8K)

τ=6.0 (T3=1728.9K)

Wu/c

pT1,

ηlog

10(β)


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Lavoro Specifico del ciclo ideale -3

� Alcune considerazioni� Al crescere di τ aumenta il lavoro specifico � Il lavoro specifico si annulla per due valori del

rapporto di compressione �β=1

– Caso in cui il rapporto di compressione è unitario

» p2=p1

– Praticamente corrisponde all’assenza del compressore, col ciclo che degenera nei soli scambi di calore sovrapposti

�β=τ1/ε

– Caso in cui, per il solo effetto della compressione, si raggiunge la temperatura massima di ciclo

– Praticamente corrisponde all’assenza di scambi di calore; il ciclo degenera nelle sole fasi di compressione ed espansione sovrapposte.

T

s

p 1≡p

2

1≡4

2≡3T3

T

s

p 1

1≡4

2≡3 T3

p 2


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Lavoro Specifico del ciclo ideale -4� L’espressione del lavoro specifico ammette un massimo (d(Wu)/dβ=0)

� L’area del ciclo termodinamico nel piano TS (lavoro specifico), risulta massima.

� Tale rapporto di compressione è pari a β=τ1/2ε

– Aumentando il rapporto fra le temperature, aumenta il rapporto di compressione che massimizza il lavoro

� Nelle condizioni di massimo lavorole temperature di uscita del

compressore T2 e uscita

turbina T4 sono uguali

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.80.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

1.6

1.8

2.0

2.2

τ1/2ε=6

1/2ε

τ1/2ε=5

1/2ε

τ1/2ε=4

1/2ε

τ1/2ε=3

1/2ε

γ=1.41 τ=3.0 (T

3=864.5K)

τ=4.0 (T3=1152.6K)

τ=5.0 (T3=1440.8K)

τ=6.0 (T3=1728.9K)

rendimento

Wu/c

pT1,

η

log10

(β)

T

s

4

3

2

1


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Ciclo Chiuso e Aperto� La quasi totalità degli impianti di turbina a gas è

a circuito aperto� Si usa ARIA come fluido di lavoro e l’impianto risulta

a combustione interna� Per gli impianti a circuito aperto, le rappresentazioni

termodinamiche sono sostanzialmente invariate� L’isobara 4-1 di chiusura del ciclo corrisponde allo

scarico in atmosfera– L’impianto scarica i gas combusti e preleva l’aria con

continuità dall’atmosfera– Tale processo è assimilato ad una “pseudo-

trasformazione”

� L’impiego della turbina a gas a ciclo chiuso è limitato alle applicazioni spaziali, nucleari od a combustibili di basso pregio (es. biomasse, residui industriali,...)� Si possono utilizzare come fluidi di lavoro gas nobili

(Elio)– Tali gas hanno superiori proprietà chimico-fisiche


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Ciclo Reale delle Turbine a Gas -1� Il ciclo reale tiene conto di diversi effetti:

� Compressione� Si introduce l’effetto del rendimento di compressione.

� Espansione� Si introduce l’effetto del rendimento di espansione

� Si considera una combustione interna� La portata elaborata dalla turbina risulta maggiorata

rispetto alla portata del compressore (portata di combustibile in più)

�Si introduce una perdita di pressione rispetto al processo isobaro�Si introduce una eventuale perdita di energia termica tramite il rendimento di combustione.�Nel caso di circuito chiuso, si introducono perdite di carico e termiche negli scambiatori, mentre nel ciclo aperto si hanno ulteriori perdite di carico nei condotti di aspirazione e scarico.

Rapporto in massa fra aria_comburente e combustibile:

α=ma/mc

Il compressore elabora (α) kg di aria per ogni kg di combustibile

La turbina elabora (α+1) kg di gas combusti per ogni kg di combustibile

�La composizione dei gas nel compressore e nella turbina è diversa

– Il compressore elabora aria– La turbina elabora gas combusti– I calori specifici dei gas reali variano, in funzione della

composizione e della temperatura.


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Ciclo Reale – Rendimento (caso non reattivo) -1

� Il rendimento reale può essere espresso come

� Considerando i rendimenti isentropici: � compressore

� Turbina

� .......con diversi passaggi......

r

crtr

r

rr Q

WWQW

11

−==η

12'

12

12'

12

cr

cid

T-TT-T

h-hh-h

WW

≅==cη

43

4'3

43

4'3

tid

tr

T-TT-T

h-hh-h

WW

≅==tη


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�........il rendimento reale risulta

�Il suo andamento non è monotono ma, inizialmente crescente, raggiunge un massimo per poi decrescere

–Il valore massimo dipende da diversi parametri–Attualmente si ottiene il massimo per β =10-35–Il valore massimo dipende da τ!

�......anche i rendimenti del compressore e turbina dipendono dal rapporto di compressione!

�.....affinché la turbina a gas possa produrre lavoro utile deve risultare

ηc·ηt>βε/τ

��

�

�

��

�

�

η��

�

� β−

��

�

� β−ηη

��

�

�

��

�

�−=ηη=η

τ

τ

ε ε

ε

β c

tc

ilr

···

·

1

11

10 20 30 40 50 60 70 80 90 1000.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

0.45

0.50

γ=1.41 τ=3.0 (T

3=864.5K)

τ=4.0 (T3=1152.6K)

τ=5.0 (T3=1440.8K)

τ=6.0 (T3=1728.9K)

η i

β

Ciclo Reale – Rendimento (caso non reattivo) -2


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Bilancio in camera di combustione -1�Nel caso più comune le TG operano con combustione

interna �lo scambio termico superiore è sostituito dalla reazione di

combustione� Combustibili: gas naturale, gasolio, kerosene; ma anche gas

d'altoforno, altri gas a basso potere calorifico....).�La reazione avviene nella camera di combustione

�sistema aperto reattivo (a pressione costante) �praticamente adiabatico rispetto all’esterno�Il rendimento di combustione tiene conto di perdite di calore di

tipo radiativo, e di eventuale formazione di prodotti di combustione incompleta (CO, HC); sono possibili nelle grandi unità rendimenti di combustione ηb=98-99%

�Bilancio energetico (conservazione dell'energia tra ingresso ed uscita):

mchc+mcηηηηbHCI+ma ha2 = (mc + ma) hg3

�mc = portata in massa di combustibile (kg/s)

�ma= α mc portata in massa di aria (kg/s)

�HCI potere calorifico inferiore del combustibile (kJ/kg)


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Bilancio in camera di combustione -2�Assumendo l’entalpia fisica del combustibile hc pari a quella dell’aria entrante; ponendo ηb=1 ed introducendo un valor medio del cp fra aria e gas nell’intervallo di temperature considerate si ottiene

HCI = (1 + αααα) cpm (T3 - T2)� T2 è funzione di β e ηc

� HCI è praticamente costante per combustibili convenzionali (≅ 40000 kJ/kg)

� cpm praticamente costante (≅ 1,05 kJ/kg)

T3 [°C] 1000 1200 1500

αααα 76 56 40

Esempio: Assumendo HCI = 50000 kJ/kg e T2

= 400 °C, si hanno i seguenti valori di T3 ed α:

�La relazione approssimata evidenzia il diretto collegamento tra T3 ed α�In una combustione adiabatica il solo modo di contenere la temperatura èl'incremento di α.


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Camera di combustione� I Valori di α necessari a contenere le temperature sono molto elevati

� eccessi d'aria dell'ordine del 300 - 500 %, � Non è possibile il sostenimento della fiamma

� Si ricorre alla suddivisione della portata di aria in almeno due flussi � primario e secondario

� Il flusso primario è vicino al valore stechiometrico (tra -10% e + 60% a seconda delle scelte progettuali)

� Una terza frazione della portata d’aria è impiegata per il raffreddamento pareti (“Liner”)� Lo schema elementare di camera di combustione evidenzia il dispositivo di stabilizzazione

della fiamma � Corpo non aerodinamico (organo di diffusione che induce forte vorticità a valle, favorendo la

miscelazione combustibile/aria) e getti di aria secondaria che delimitano l’estensione della zona di ricircolo

� Nei combustori moderni si aumenta la portata nella zona primaria e si premiscela il combustibile con aria(“Lean Premixed”), per ridurre le temperature di fiamma e contenere le emissioni

α = (1+e) αstech


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Alcune considerazioni

� Di solito le turbine a gas sono progettate con rapporto di compressione/espansione che massimizza il lavoro specifico, o con valori di poco superiori per incrementarne il rendimento� Il miglior rendimento si consegue a fronte di un lieve calo del lavoro specifico

� La turbina a gas ha tardato ad affermarsi come sistema per la conversione dell’energia fino a pochi decenni fa, a causa di ….� Temperatura massima troppo bassa

� Limiti tecnologici dei materiali� Necessità di sistemi di raffreddamento delle pale

� Rendimento di compressione troppo basso� Fornire energia al fluido comporta diversi problemi, dato che il moto avviene con

gradienti di pressione avversi e con moto decelerante.


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Prestazioni nei cicli turbogas

� Il ciclo turbogas è caratterizzato da lavori specifici contenuti� Fino a pochi anni fa si stentava a superare i 200 kJ/kg (si fa riferimento alla portata di

aria del compressore);oggi si sfiorano i 400 kJ/kg

� Tale limite dipende dall’elevato lavoro di compressione Wc rispetto a quello di turbina Wt

� Tipicamente Wc può essre dal 40% al 60%di Wt

� Il lavoro utile Wu = Wt-Wc risulta così contenuto

� Con l'aumento della temperatura massima T3 (parametro τ=T3/T1) il lavoro specifico aumenta considerevolmente (si è passati dai 900-1000 °C degli anni ’70 agli attuali 1400-1500 °C delle più recenti realizzazioni)

� Le isobare sono curve a pendenza crescente – Il salto di entalpia tra due isobare (piano h-s) aumenta spostandosi verso alte temperature e/o

entropie; a tale proprietà si fa impropriamente riferimento con il termine "divergenza delle isobare“

� I valori superiori indicati in precedenza per temperatura massima e lavoro specifico sono possibili soltanto con turbine di recente generazione.


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Mappe di prestazioni dei turbogas -1

� La rappresentazione sintetica più comune delle prestazioni di una turbina a gas è quella che riporta il rendimento in funzione del lavoro specifico Wsp=Wu

� Mantenendo fissa la temperatura massima del ciclo TIT (Turbine Inlet Temperature), é possibile parametrizzare le curve ottenute in funzione del rapporto di compressione ß

� Generalmente la tendenza porta verso elevati rendimenti e potenze specifiche (zona “alto-destra” del grafico)


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Mappe di prestazioni dei turbogas -2� Studio del ciclo semplice

reale � Rendimento e lavoro

specifico aumentano sempre al crescere della temperatura massima (TIT)

� Al variare del rapporto di compressione ß (a TIT costante), si hanno condizioni ottimali sia in termini di lavoro specifico che di rendimento

� Al crescere di ß, prima si raggiunge il massimo del lavoro specifico e, successivamente quello del rendimento; ulteriori incrementi di ß risultano dannosi

β


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Problematiche delle alte temperature � Alcuni componenti della turbina a gas (Camera combustione e

primi stadi di turbina) sono costantemente esposti a gas ad elevata temperatura� Per raggiungere valori di T3 superiori già ai 1000-1100 °C, risulta necessario

raffreddare le parti più calde della turbina � Palettature e dischi dei primi stadi vengono dotati di specifici sistemi di

raffreddamento� Si impiegano materiali e trattamenti superficiali di tipo avanzato: superleghe a

base Nichel o Cobalto, barriere termiche composite e materiali ceramici,....� Considerazioni specifiche richiede la camera di combustione la cui trattazione

esula da questo corso, anche se le tecniche di raffreddamento ed i materiali impiegati sono analoghi

� Devono essere previste manutenzioni programmate con la sostituzione/rigenerazione delle parti calde � Fondamentale nelle turbine aeronautiche � Si va da poche centinaia di ore di funzionamento per i propulsori più spinti, a

qualche migliaio per gli impieghi aeronautici commerciali, alle decine di migliaia di ore per le applicazioni industriali più robuste ed affidabili.


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Raffreddamento nelle turbine a gas -1

� Le tendenze attuali sono:� Miglioramento dei materiali delle pale di turbina

� Uso di leghe per alte temperature– Inconel (rotori), leghe di cobalto (statori)

� Sviluppo di affidabili trattamenti superficiali e riporti ceramici

� Introduzione dei materiali ceramici

� Miglioramento dei sistemi di raffreddamento � Sviluppo di nuove tecniche di raffreddamento e loro ottimizzazione

� Estensione generalizzata di tecniche di monitoraggio delle turbine a gas� Miglioramento dell'affidabilità con previsione e ottimizzazione degli interventi di

manutenzione, anche in base al tipo di servizio

0.1 mmmetallic

bond coat

ceramic topcoat material

substratematerial

0.2 mm


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Raffreddamento nelle turbine a gas -2

� Negli anni la resistenza dei materiali è migliorata, ma soprattutto si sono evolute le tecniche di raffreddamento delle pale

� Le pale includono diversi sistemi di raffreddamento

� Usano quasi sempre come refrigerante aria derivata dal compressore


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Classificazione delle turbine a gas -1

� Le turbine a gas si possono classificare in base all’uso:� Turbine industriali “HEAVY –DUTY”

� Più semplici� Più pesanti� Meno costose� Minor temperatura massima� Minor rapporto di compressione� Possono essere divise in:

– Electrical Drive» Connesse ad un generatore di corrente» Numero di giri fissato» Quasi sempre monoalbero

– Mechanical Drive» Connesse ad un utilizzatore meccanico (per esempio compressore di una stazione di

pompaggio)» Numero di giri della turbina di potenza variabile» Multialbero


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�Turbine di derivazione aeronautica�Motori aeronautici adattati a turbine terrestri�Uso industriale o navale�Tecnologicamente più evolute�Manutenzione più impegnativa�Spesso a 2-3 alberi

�Turbine aeronautiche�Turboelica

– La turbina a gas viene usata come generatore di potenza per azionare l’elica�Turbofan

– Non vi è l’elica; parte dell’aria non attraversa la turbina, ma viene solo accelerata dal “fan” ovvero dal primo/primi stadi del compressore assiale per miscelarsi poi con lo scarico della turbina; la spinta propulsiva viene fornita dalla quantità di moto del getto allo scarico

– Possono essere….» Civili (rapporto di diluzione di 5-15)» Militari (rapporto di diluzione di 2-5)

�Turbojet– Tutta l’aria aspirata viene elaborata dalla turbina – La spinta è generata direttamente dal getto di gas combusti


turbofan


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� Le turbine a gas si possono classificare in base al numero di alberi:� Mono-albero

� Compressore, turbina e carico sono collegati da un unico albero

� Applicazioni tipicamente industriali del tipo electrical drive

� Doppio albero (Double shaft)� Il compressore è azionato da una turbina di alta

pressione. Una seconda turbina, sconnessa meccanicamente dall’altra, è collegata, tramite un secondo albero, al carico

� Tipiche applicazioni mechanical drive e propulsive (aeronautiche, marine)


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Classificazione delle turbine a gas -4� Doppio albero gemello (Twin shaft)

� Il compressore è frazionato in due corpi, compressore di bassa pressione, turbina di bassa pressione e carico sono montati sullo stesso albero.

� Un secondo albero (concentrico al primo) collega il compressore di alta pressione con la turbina di alta pressione

� Generalmente, tale configurazione è di derivazione aeronautica (Es. GE-LM6000)

� Trialbero� Macchina aeronautica

– RR-RBx


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Esempi di turbine a gas -1

� GE Oil& Gas – PGT2� Single shaft� Compressore centrifugo� P<2MW

� V93.A Siemens-Westinghouse� Single shaft� Taglia elevata P>200MW


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Esempi di turbine a gas -2

� Ruston� Turbina a gas industriale� Mechanical Drive


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Esempi di turbine a gas AeroDerivate – LM2500

� GE LM2500 � La più diffusa turbina a gas aeroderivata (double shaft)� Largo impiego per trazione marina e mechanical drive� Prestazioni: W=25MW ; η=35%; β=22


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Esempi di turbine a gas AeroDerivate – LM6000


Pag. 37



Esempi di turbofan -1

� Pratt Whitney 2000� Turbofan uso civile

� GE90� Turbofan uso civile


Pag. 38



Esempi di turbofan -2

� F119-GE-100� Turbofan militare (basso rapporto di diluizione)� Con post combustione

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