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LEZIONE 10

FONDAMENTI DI CONVERSIONE DELL’ENERGIA: GLI IMPIANTI TERMOELETTRICI PER LA PRODUZIONE DI ENERGIA

TURBINE A VAPORE / TURBINE A GAS

Mantova, 2008/01/17

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CICLI TERMODINAMICIUn fluido che si espande produce un lavoro esterno; ma per una produzione continua di lavoro, quale èrichiesta ai motori termici, è necessario riportare allo stato iniziale il fluido che ha subito l’espansione. Occorre quindi che il fluido subisca trasformazioni la cui rappresentazione dia luogo ad una linea chiusa, detta ciclo: l’area racchiusa da questa linea chiusa rappresenta, nel diagramma (T,s), il lavoro utile effettuato.

Per il funzionamento di un motore termico occorre che il fluido, per il secondo principio della termodinamica, descriva un ciclo ricevendo calore da una sorgente ad alta temperatura, e cedendo calore ad un sorgente a temperatura inferiore. Com’è noto, il ciclo che fra due temperature assegnate realizza il più elevato rendimento nella trasformazione di calore in lavoro meccanico è il ciclo di Carnot, costituito da due isoterme e due adiabatiche; il suo rendimento è tanto più elevato quanto più grande èil rapporto tra le due temperature estreme. Il ciclo di Carnot nel diagramma entropico è infatti rappresentato da un rettangolo (ABCD).

•L’area aBCd rappresenta la quantità di calore Q1 fornita al fluido dalla sorgente di calore T1;• L’area aADd rappresenta la quantità di calore Q2 ceduta dal fluido alla sorgente a temperatura T2;• L’area ABCD rappresenta il valore utile ottenuto.

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CICLO RANKINELo schema di principio di un normale impianto con turbina a vapore è composto dai seguenti elementi essenziali al suo funzionamento: il generatore di vapore (detto comunemente caldaia), la turbina, il condensatore, la pompa alimento.

Il ciclo che rappresenta il funzionamento di questo impianto è il ciclo Rankine, che differisce dal ciclo ideale di Carnot soprattutto per il fatto che la somministrazone di calore al fluido non avviene tutta alla temperatura massima, secondo una isoterma.Il ciclo Rankine ha ovviamente un rendimento inferiore a quello di Carnot operante tra le stesse temperature estreme.

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CICLO RANKINEL’adiabatica 3-4 rappresenta il pompaggio del condensato (spesso, viste le piccole variazioni di temperatura e di entalpia si pone per semplicità 3 ≡ 4), la isobara 4-C corrisponde al riscaldamento dell’acqua in caldaia dalla temperatura T4 alla temperatura Tc di ebollizione, la isoterma (e isobara) C-1’ corrisponde alla vaporizzazione dell’acqua, la isobara 1’-1 corrisponde al surriscaldamento del vapore fino alla temperatura T1, la adiabatica 1-2 corrisponde all’espansione del vapore in turbina, la isobara (e isoterma) 2-3 corrisponde alla condensazione del vapore nel condensatore.

Il ciclo 1-2-3-4 è un ciclo con vapore surriscaldato, il ciclo 1’-2’-3-4 è il corrispondente ciclo con vapore saturo.

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CICLO RANKINESe, dopo una prima espansione adiabatica nella turbina di alta pressione AP il vapore ritorna in caldaia per surriscaldarsi e portarsi nuovamente ad una temperatura analoga a quella del surriscaldamento iniziale, si ha un ciclo con surriscaldamento: il vapore risurriscaldato in uscita dalla caldaia viene riammesso nella turbina di media pressione MP, da questa passa successivamente nella turbina di basso pressione BP e si espande fino alla pressione del condensatore.

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CICLO RANKINE

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CICLO RANKINE- E’ opportuno osservare che il risurriscaldamento del ciclo diventa necessario quando la pressione in caldaia supera determinati valori. Poiché il titolo del vapore a fine espansione in turbina non deve scendere al di sotto di 0,9 circa per non avere elevata umidità allo scarico, che è dannosa per le pale degli ultimi stadi, una volta fissata la pressione (e quindi la temperatura) nel condensatore risulta praticamente fissata anche l’adiabatica di espansione del vapore. Aumentando la pressione e la temperatura in caldaia, si deve aumentare anche la temperatura massima di surriscaldamento per raggiungere l’adiabatica di lavoro: quando questa temperatura supera i limiti normalmente ammessi per i materiali dei tubi del surriscaldatore (circa 550°C) occorre ricorrere al risurriscaldamento.- Per migliorare il rendimento è necessario ovviamente scegliere elevate temperature in caldaia (e quindi elevate pressioni) ed avere basse temperature di condensazione (che però sono legate alla temperatura ambiente). Si possono adottare pressioni in caldaia superiori a quella critica: l’acqua alimento perviene al generatore di vapore e, attraversando le varie superfici di scambio, al raggiungimento della temperatura critica passa dallo stato liquido direttamente allo stato di vapore surriscaldato.- Anche effettuando più risurriscaldamenti si possono ottenere miglioramenti di rendimento. Tutto ciò comporta però l’adozione di impianti costruttivamente sempre piùcomplessi, con maggiori costi di investimento. Per aumentare ulteriormente il rendimento si adottano i cicli rigenerativi o a spillamento di vapore, nei quali l’acqua che va alla caldaia viene preriscaldata mediante vapore spillato dalla turbina.

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CICLO RANKINEIl rendimento migliora perché le calorie contenute nel vapore spillato, che ha già compiuto del lavoro in turbina, vengono utilizzate integralmente per innalzare la temperatura dell’acqua all’ingresso di caldaia invece di andare perdute nel condensatore. Lo spillamento di vapore riduce lo scostamento del ciclo Rankine da quello ideale di Carnot; infatti il calore, fornito dall’esterno con la combustione del combustibile, è ceduto al fluido (l’acqua alimento) che ègià stato preriscaldato a spese di calore prelevato all’interno del ciclo. In tal modo viene evitata una parte del ciclo Rankine a minor rendimento, cioè quella del riscaldamento dell’acqua a bassa temperatura lungo la curva limite inferiore. Negli impianti termoelettrici vengono effettuati parecchi prelievi di vapore lungo i vari stadi di turbina. Nella figura seguente è rappresentato un ciclo a 7 spillamenti, secondo lo standard ENEL per i gruppi da 320 MW.

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CICLO RANKINELa rappresentazione del ciclo rigenerativo sul diagramma entropico conserva alle coordinate dei punti della linea di espansione il loro significato fisico, mentre ciò non è vero per i punti del preriscaldamento dell’acqua. Valgono invece le considerazioni energetiche sulle quantità di calore scambiate e sul rendimento del ciclo.

Effettuando gli spillamenti lungo i vari stadi della turbina si ha come conseguenza che, a parità di potenza generata, occore una maggiore portata di vapore all’ammissione e quindi una produzione maggiore da parte della caldaia, il cui consumo di combustibile si è però ridotto in quanto essa viene alimentata con acqua preriscaldata.

Per quanto riguarda la turbina, gli spillamenti hanno il pregio di ridurre la portata del vapore negli ultimi stadi, nei quali si incontrano difficoltà nello smaltimento di grandi portate per motivi costruttivi (pale di considerevole lunghezza, soggette ad elevate forze centrifughe). Inoltre la maggior portata negli stadi ad alta pressione consente l’adozione di palette rotoriche di maggiori dimensioni e quindi di miglior rendimento.

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CICLO RANKINEIn un ciclo senza surriscaldamento, facendo riferimento ad 1 kg di vapore scaricato dalla turbina ed entrante nel condensatore, detta gi la quantità di vapore spillata in valore relativo rispetto a quella scaricata al condensatore, il lavoro utile ottenuto in turbina è pari a:

Il calore fornito al fluido in caldaia è pari a:

Dove:hv entalpia del valore all’uscita della caldaia e all’ingresso in turbinahs entalpia del vapore allo scarico del condensatoreΔhi salto entalpico utilizzato in turbina dal vapore dello spillamento i-

esimoha entalpia dell’acqua alimento all’ingresso in caldaian numero degli spillamenti

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CICLO RANKINEIl rendimento del ciclo vale dunque:

e aumenta all’aumentare di a pari temperatura dell’acqua alimento all’ingresso in caldaia e pari quantità di vapore spillato.

Se consideriamo un solo spillamento, potremmo pensare di praticarlo alla temperatura di condensazione, non ottenendo in tal caso nessun riscaldamento e quindi nessun incremento di rendimento. Se invece riscaldassimo l’acqua alimento con vapore spillato alla temperatura di ingresso in turbina, avremmo in tal caso un efficace riscaldamento ma questo vapore non produrrebbe nessun lavoro in turbina e quindi non otterremmo alcun incremento di rendimento. Il massimo incremento di rendimento si avrà quindi per una temperatura intermedia tra le due.Aumentando il numero degli spillamenti si aumenta sempre più il rendimento e la temperatura ottima di preriscaldamento dell’acqua.Il grado di rigenerazione ottimale coincide con quello massimo (temperatura dell’acqua alimento uguale a quella di ebollizione in caldaia) solo nel caso di infiniti spillamenti.Nelle pratiche realizzazioni, poiché gli spillamenti comportano un onere d’impianto, si pone il problema di ottimizzare il loro numero e la superficie di scambio dei singoli riscaldatori. Le stesse considerazioni valgono anche per i cicli con surriscaldamento.

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RENDIMENTO DELLE CENTRALI TERMOELETTRICHE A VAPORE

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SISTEMAZIONI IMPIANTISTICHE

Le principali parti costituenti in impianto termoelettrico a vapore di tipo tradizionale sono le seguenti:Generatore di vapore,Macchinario termico ed elettrico,Condensatore e relative opere idrauliche,Parco combustibili,Impianto di demineralizzazione,Impianto di trattamento delle acque reflue,Impianto di abbattimento delle emissioni inquinanti,Stazione elettrica,Quadri di comando, controllo, regolazione,Servizi generali (uffici, officine, magazzini,…).

La disposizione generale delle varie parti dell’impianto è studiata in modo da tener conto della loro specifica funzione e della posizione prefissata di alcune opere (presa e restituzione dell’acqua condensatrice, pontile per lo scarico del combustibile trasportato per via d’acqua, raccordi stradali e ferroviari, stazione elettrica collegata alle linee ad alta tensione) e per rendere più brevi i necessari collegamenti (tubazioni per l’acqua, il vapore e i combustibili liquidi o gassosi; nastri trasportatori per i combustibili solidi; sbarre e cavi per i collegamenti elettrici).

D’altra parte l’area dell’impianto deve essere percorsa da un ampio e razionale sistema di strade e piazzali per rendere agevole l’accesso a tutte le installazioni.

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CENTRALI TERMOELETTRICHE A VAPORE

I circuiti (o cicli) principali di un gruppo termoelettrico sono:Circuito condensato-alimentato,Circuito acqua-vapore in caldaia,Circuito aria-gas,Circuito acqua condensatrice,Ciclo del combustibile.

Nel circuito condensato-alimento l’acqua viene estratta dal pozzo caldo del condensatore per mezzo delle pompe di estrazione del condensato e, dopo aver attraversato l’impianto di trattamento, incrementa la propria temperatura nei riscaldatori di bassa pressione. Perviene al degasatore e da qui, ripresa dalle pompe alimento, attraversa i riscaldatori di alta pressione ed entra nel generatore di vapore.Nel circuito acqua-vapore di caldaia l’acqua attraversa prima l’economizzatore, indi il vaporizzatore e poi i surriscaldatori. Il vapore surriscaldato, in uscita dal generatore di vapore, viene introdotto in turbina nel corpo di alta pressione. Dopo l’espansione nella turbina di alta pressione il vapore ritorna in caldaia per risurriscaldarsi. Il vapore risurriscaldato dalla caldaia ritorna in turbina per espandersi nei restanti corpi di media e bassa pressione. Alla fine dell’espansione il vapore viene scaricato nel condensatore, dove condensa scambiando calore con l’acqua condensatrice e si accumula allo stato liquido nel pozzo caldo.

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CENTRALI TERMOELETTRICHE A VAPORE

Un altro circuito fondamentale è il circuito aria-gas. Esso comprende i ventilatori aria, i condotti e le casse aria dei bruciatori, la camera di combustione della caldaia, i condotti dei gas, i preriscaldatori d’aria, i precipitatori elettrostatici, la ciminiera.Il circuito dell’acqua condensatrice, a ciclo aperto con acqua di fiume o di mare, comprende l’opera di presa con la griglie fisse e rotanti, le pompe d’acqua condensatrice, le tubazioni fino all’ingresso del condensatore, le tubazioni dall’uscita del condensatore fino all’opera di scarico.Nel caso di ciclo chiuso, quando non siano disponibili sufficienti quantitàd’acqua, si adottano torri di raffreddamento che provvedono al trasferimento all’aria del calore scambiato nel condensatore.Il ciclo del combustibile fa capo al parco combustibili, che è costituito dall’insieme di tutte le apparecchiature destinate al ricevimento, altrattamento e all’immagazzinamento dei combustibili impiegati (solidi, liquidi, gassosi). Vi sono poi le apparecchiature di invio dei combustibili ai bruciatori di caldaia.

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RENDIMENTO DELLE CENTRALI TERMOELETTRICHE A VAPORE

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CICLO TURBINA A GAS: ciclo Brayton

I cicli delle turbine a gas hanno come riferimento concettuale il ciclo Brayton(o Joule), composto da:� una compressione adiabatica, effettuata dal punto 1 al punto 2 nel compressore;� un riscaldamento a pressione costante (dal punto 2 al punto 3);� un’espansione adiabatica, effettuata dal punto 3 al punto 4 in turbina;� una cessione di calore a pressione costante (dal punto 4 al punto 1).

pressione temperatura

volume entropia

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� Nelle macchine reali si adotta un ciclo aperto, che ha le seguenti caratteristiche rispetto al ciclo chiuso:� nella prima parte del ciclo il fluido di lavoro è l’aria, che è aspirata dal compressore alla pressione e alla temperatura ambiente;� l’introduzione di calore nel ciclo avviene mediante un processo di combustione interna: l’aria, che è stata compressa dal compressore, perviene in una camera di combustione in cui viene iniettato combustibile. I prodotti della combustione costituiscono il fluido di lavoro per la parte seguente del ciclo (l’espansione in turbina);� la cessione di calore all’ambiente esterno avviene semplicemente disperdendo nell’atmosfera i gas combusti scaricati dalla turbina.

CICLO TURBINA A GAS

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Le turbine a gas in ciclo semplice hanno oggi raggiunto prestazioni e rendimenti significativi. Tuttavia ciò è stato ottenuto sulla spinta di un forte sviluppo tecnologico, senza intervenire sulla qualità intrinsecamente modesta del ciclo termodinamico di base, che resta sempre caratterizzato da uno scarico di calore all’ambiente ad alta temperatura e da un lavoro di compressione molto elevato rispetto a quello di espansione. Per ridurre l’impatto di queste caratteristiche non positive sono possibili alcuni interventi sul ciclo termodinamico, anche se, attualmente, nelle applicazioni industriali si preferisce un ciclo semplice ad alta tecnologia in luogo di un ciclo complesso con condizioni operative prudenti.

Una prima variante è la cosiddetta rigenerazione, ossia l’inserimento, tra compressore e combustore, di uno scambiatore di calore (rigeneratore) che preriscalda l’aria comburente prelevando calore dai gas di scarico prima di rilasciarli all’ambiente.

Se si considerasse il ciclo ideale rigenerativo (gas perfetto e rigeneratore ideale, ossia senza perdite e con scambi di calore in ogni punto della trasformazione sotto differenze di temperatura infinitesime), si avrebbe che T2 = T6 e T4 = T5. In tali condizioni il lavoro della turbina e del compressore rimarrebbero inalterati, mentre verrebbe ridotto il calore entrante nel ciclo, poiché sarebbe necessario passare da T5 a T3 anziché da T2 a T3: il rendimento del ciclo aumenterebbe. Nel caso reale, a causa delle perdite e per la irreversibilità dello scambio nel rigeneratore, il miglioramento di rendimento risulta ridotto.

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Una seconda operazione atta a migliorare le prestazioni del ciclo a gas è la compressione interrefrigerata. La compressione è realizzata in due fasi, intercalate da uno scambiatore di calore (intercooler) che riduce la temperatura intermedia. L’interrefrigerazione è pratica comune nei compressori industriali: lo scopo è quello di diminuire il lavoro di compressione necessario per portare il gas da p1 a p2, operazione resa possibile dalla diminuzione del volume specifico del gas per effetto dell’abbassamento di temperatura ottenuto nell’intercooler.Una terza variante del ciclo a gas è la ricombustione, che consiste in una espansione in turbina frazionata e intercalata da un secondo processo di combustione. Come l’interrefrigerazione ha lo scopo di diminuire il lavoro del compressore, così la ricombustione permette di aumentare il lavoro della turbina, presentando alla turbina di bassa pressione un fluido a volume specifico incrementato dal riscaldamento conseguente alla seconda combustione. E’ bene ricordare che l’eccesso d’aria presente nella combustione primaria delle turbine a gas è tale da offrire ampia disponibilità di ossigeno per la seconda combustione.I tre interventi sul ciclo semplice possono essere utilizzati in varie combinazioni tra loro.I vantaggi ottenuti in termini di aumento di rendimento e lavoro specifico sono controbilanciati da maggiori complessità e onerosità impiantistiche. Considerando che èpossibile operare anche più di una interrefrigerazione o più di una ricombustione, si tende verso il ciclo di Ericsson, composto da due isoterme e da due isobare.Il ciclo di Ericsson verrebbe approssimato da un ciclo a gas con infinite interrefrigerazioni (compressione isoterma) ed espansioni (espansione isoterma) e uno scambio di calore rigenerativo tra le due isobare, lungo le quali non si scambia pertanto calore con l’esterno. Il rendimento del ciclo sarebbe dunque pari a quello di Carnot

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TURBOGASPer la produzione dell’energia elettrica, il tipo di impianto con turbina a gas (turbogas) più semplice è ad una sola linea d’albero ed è costituito da un compressore multistadio (in cui l’aria aspirata dall’esterno viene compressa), una camera di combustione (in cui avviene la combustione di combustibile addizionato all’aria compressa), una turbina o espansore (in cui avviene l’espansione dei gas provenienti dal combustore). La potenza sviluppata nell’espansore viene in parte assorbita dal compressore e per la parte restante è fornita al generatore elettrico coassiale. Una considerevole potenza termica èassociata ai gas di scarico.Negli anni recenti le turbine a gas hanno sempre più incrementato la propria efficienza:Le unità turbogas della penultima generazione (fino agli anni ’90) presentavano potenze elettriche di circa 120 MW, temperature dei gas all’ingresso in turbina di circa 1100°C, temperature dei fumi allo scarico di 530°C, rapporto di compressione 12:1 ÷ 14:1. Il consumo orario di gas naturale, al carico di base di 120 MW, era dell’ordine di 40.000 Nm3/h, corrispondente ad un rendimento netto di circa il 32%. Il corrispondente consumo unitario di combustibile, riferito al potere calorifico inferiore del gas naturale (p.c.i. medio del gas naturale = 8250 kcal/Nm3), risultava di circa 0,33 Nm3/kWh.Le attuali turbine a gas, di taglia raddoppiata (circa 250 MW), con rapporto di compressione 16:1 ÷ 30:1, temperature di ingresso turbina pari a 1300÷1400°C, raggiungono valori di rendimento intorno al 38% (consumo unitario di gas naturale ≅ 0,275 Nm3/kWh).

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Queste macchine sono ormai esclusivamente impiegate negli impianti a ciclo combinato, che hanno trovato un notevole sviluppo grazie soprattutto agli eccellenti rendimenti globali raggiunti (56÷58%).

� Le turbine a gas ultimamente offerte sul mercato hanno temperature dei gas combusti che raggiungono i 1500°C e sono impiegate in cicli combinati con valori di efficienza pari al 60%.

� Temperature così elevate possono essere ammesse solo grazie all’adozione di complesse ed efficaci tecniche di raffreddamento delle pale unitamente all’impiego di materiali speciali nei componenti che risultano maggiormente sollecitati.

� Oltre alla resistenza alla sollecitazione meccanica di origine termica, che nelle parti rotanti è accompagnata dagli sforzi centrifughi, è cruciale la resistenza all’ossidazione e alla corrosione, che sono principalmente dovute all’alta reattivitàdell’ossigeno ad elevate temperature e all’erosione causata dal passaggio dei gas ad alta velocità.

TURBOGAS

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PERDITEConsiderando il fluido (con le relative trasformazioni) e la macchina come reali, durante il funzionamento delle turbine a gas si hanno varie perdite di energia:Perdite termofluidodinamiche: Il lavoro perduto per queste cause si converte in calore che generalmente rimane nel gas modificando le linee di trasformazione da adiabatiche ad altre, verso stati di maggiore entropia a seguito della degradazione dell’energia. Di queste perdite tengono conto i rendimenti interni delle macchine, definiti dal confronto tra lavori reali sulle palettature e lavori adiabatici reversibili a partire dalle stesse temperature iniziali e fra gli stessi limiti di pressione delle operazioni reali.Perdite di calore: sono dovute sia ad eventuale incompleta combustione, sia alla dispersione del calore attraverso le pareti. Per semplicità si può supporre che tutta la perdita di calore avvenga nel focolare e quindi possa essere rappresentata dal rendimento ηB del combustore, definito come rapporto tra il prodotto della portata di gas per l’aumento di entalpia ottenuto e il prodotto della quantità di combustibile bruciato per il suo potere calorifico inferiore.Perdite di pressione: A causa delle perdite di pressione nel sistema di combustione, la relativa trasformazione non è rigorosamente isobara. Il rapporto di espansione risulta quindi minore del rapporto di compressione. Per tenere conto di queste perdite occorre moltiplicare la pressione di entrata nel combustore (o dividere quella di uscita) per un coefficiente di rendimento

manometrico ηπ.

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Perdite meccaniche: sono le perdite meccaniche della turbina ηmt e del compressore ηmc(assorbimenti di potenza per ventilazione delle parti rotanti, per attriti nei cuscinetti, ecc.).Perdite per consumo di aria compressa: La resistenza termica dei materiali delle parti calde èstata costantemente migliorata facendo ricorso al raffreddamento dei distributori fissi e delle palette rotanti della turbina tramite aria compressa spillata da vari stadi del compressore. Raffreddare le parti calde introduce dunque delle perdite per consumo di aria compressa spillata dal compressore e per sottrazione di calore nell’espansione dei gas (a causa della fuoruscita di aria compressa dai canali di ventilazione, che lambisce le superfici esterne delle palette creando un raffreddamento a film e si miscela poi al gas della corrente principale diminuendone la temperatura).Variazione delle prestazioni delle turbine a gas: le prestazioni delle turbine a gas possono cambiare per effetto della variazione di alcuni parametri ambientali ed operativi. Per poter confrontare le prestazioni di macchine differenti ed installate in luoghi diversi, si fa riferimento a condizioni normalizzate ISO (15°C e 0,1013 MPa) come se tutte le macchine operassero nelle stesse condizioni ambientali. Una turbina a gas, funzionante a velocità costante e ad una certa temperatura dell’aria ambiente, è una macchina attraversata in ciascuna sezione da una portata volumetrica costante. La sezione di ingresso compressore e la sezione di ingresso turbina sono attraversate da portate in volume diverse tra loro ma costanti nel tempo al variare delle condizioni esterne della macchina:

1. Variazione della pressione atmosferica2. Variazione della pressione allo scarico3. Perdite di carico all’aspirazione4. Variazione della temperatura dell’aria ambiente5. Sporcamento del compressore

PERDITE

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La linea d’asse di un impianto con turbina a gas (TG) è costituita dai seguenti macchinari (partendo da sinistra nella figura seguente):� sistema di viraggio e giunto autodisinnestante,� alternatore,� tronchetto di unione alternatore-turbina a gas,� turbina a gas.

PERDITE

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CICLO COMBINATO

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CICLO COMBINATO

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SCELTA DEL TIPO DI IMPIANTO TERMOELETTRICO

Il rendimento globale della centrale con turbine a vapore, che adotta cicli standard (170 bar-538/538°C) con semplice surriscaldamento e 7-8 spillamenti, raggiunge al massimo circa il 40%.

Una centrale equipaggiata con turbine a gas, con recupero del calore dei gas di scarico in un ciclo combinato, ha il rendimento più elevato (supera il 55% e nei cicli più moderni sfiora il 60%).

Il costo unitario d’impianto (anno 2005), riferito a 2 unità convenzionali a vapore da 320 MW cadauna, è di circa 900÷950 €/kW per le unità ad olio combustibile e gas naturale e di circa 1200÷1300 €/kW per le unità a carbone. L’analogo costo di un impianto costituito da due moduli a ciclo combinato da 380 MW cadauno funzionanti a gas naturale è di circa 600 €/kW.

La flessibilità d’impiego di un impianto è determinata dalla sua rapidità di avviamento e dalla possibilità di compiere ampie e veloci variazioni del carico. I tempi di avviamento da freddo (dall’accensione di caldaia al parallelo dell’alternatore con la rete) per i gruppi termoelettrici a vapore da 320 MW sono dell’ordine di 6÷8 ore, mentre scendono di 1,5 ore dopo una fermata di 8 ore; il gradiente di carico è di 3÷5 MW/min in condizioni normali.

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SCELTA DEL TIPO DI IMPIANTO TERMOELETTRICO

I tempi di avviamento di una turbina a gas da 250 MW sono di circa 30 minuti da fermo a parallelo e di circa 20 minuti da parallelo a massimo carico.I tempi richiesti dai cicli combinati da 380 MW per raggiungere il massimo carico sono di circa 6 ore da freddo e 3 ore da caldo e sono condizionati soprattutto dal ciclo a vapore (temperatura del vapore prodotto nel GVR e temperatura dei metalli nella turbina a vapore).I gradienti normali dei cicli combinati sono di circa 5÷6 MW/min e possono salire a 13 MW/min in caso di necessità.I combustibili fossili, normalmente utilizzati negli impianti termoelettrici sono l’olio combustibile, il gasolio, il gas naturale, il carbone. I generatori di vapore possono bruciare tutti questi tipi di combustibili. Per le turbine a gas si utilizza quasi esclusivamente il gas naturale. I prezzi dei combustibili sono spesso soggetti a frequenti fluttuazioni sul mercato internazionale.Tutti questi elementi, ed altri ancora, devono essere valutati al fine di ottenere la massima economicità di un impianto, ricordando che il costo globale è la somma degli oneri afferenti il capitale impiegato e degli oneri relativi all’esercizio (combustibile, risorse esterne, imposte e tasse, personale). Così, se il numero delle ore annue di utilizzazione della potenza installata è elevato, sarà ridotta l’incidenza del costo d’impianto e converràd disporre di centrali con rendimento elevato o con basso costo del combustibile.

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SCELTA DEL TIPO DI IMPIANTO TERMOELETTRICO

Gli impianti termoelettrici, in base al modo di trasformazione del calore in energia elettrica, si possono classificare in:

impianti con turbine a vapore,impianti con turbine a gas a ciclo semplice,impianti a ciclo combinato.

Le caratteristiche tecnico-economiche essenziali per la scelta del tipo di impianto sono:

la potenza da installare,il rendimento dell’impianto,la produzione annua prevista,il costo dell’investimento,le spese di esercizio e manutenzione,la flessibilità d’impiego dell’impianto,il combustibile da utilizzare.

La potenza unitaria massima è di circa 1.300 MW per le sezioni termoelettriche tradizionali e di 750÷900 MW per i moduli a ciclo combinato con turbine a gas.

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INTERAZIONE CON L’AMBIENTE

L’interazione fra le centrali termoelettriche e l’ambiente si manifesta con l’emissione dei prodotti della combustione nell’atmosfera e con il riscaldamento dell’acqua di mare o di fiume utilizzata per la condensazione dei vapori nei condensatori.Per quanto riguarda l’inquinamento nell’atmosfera, esso è in prevalenza dovuto alle polveri, all’anidride solforosa e agli ossidi di azoto contenuti nei fumi emessi dalle ciminiere. Le polveri sono in gran parte trattenute da precipitatori elettrostatici ad alta efficienza installati sui condotti fumi prima della ciminiera; l’anidride solforosa viene contenuta utilizzando combustibili a basse percentuali di zolfo o predisponendo impianti di desolforazione; gli ossidi di azoto vengono ridotti mediante appropriate tecniche di combustione o installando impianti di denitrificazione.Vi è infine il problema dell’emissione di alcuni gas (detto gas serra, tra cui il più importante èl’anidride carbonica) che può influenzare la composizione dell’atmosfera che circonda il pianeta, rendendola meno permeabile al passaggio in uscita dell’energia irraggiata dalla Terra: viene così modificato quel fenomeno che va sotto il nome di effetto serra e che regola la temperatura terrestre. I gas serra non sono inquinanti e non hanno effetti locali, ma, nel lungo termine, possono alterare gli equilibri climatici. A livello mondiale questo problema èaffrontato nell’ambito dell’Organizzazione delle Nazioni Unite. La conferenza intergovernativa di Kyoto nel dicembre 1997 ha per la prima volta stabilito per i Paesi firmatari di una riduzione delle emissioni globali di sei principali gas serra (anidride carbonica (CO2), metano (CH4), protossido di azoto (N2O), idrofluorocarburi (HFC), perfluorocarburi (PFC), esafluoruro di zolfo (SF6)) entro il 2008-2012 (-5,3% in media rispetto ai valori del 1990).

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INTERAZIONE CON L’AMBIENTE

Per quanto riguarda il settore elettrico, tra i principali strumenti a disposizione per il contenimento delle emissioni di gas serra vi sono le azioni tese al risparmio dei combustibili fossili:

� miglioramento dell’efficienza di produzione,� maggiore ricorso alle fonti rinnovabili,� riduzione delle perdite sulla rete elettrica,� gestione della domanda di energia elettrica.

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Per quanto riguarda il riscaldamento dell’acqua condensatrice, fenomeno detto impropriamente inquinamento termico, esso consiste nell’innalzamento della temperatura (di circa 6÷10°C) dell’acqua utilizzata nei condensatori. Si tratta di un problema che riguarda soprattutto le acque interne (fiumi, laghi) in quanto la capacità termica delle acque marine è pressoché illimitata e la modifica di temperatura interessa solo in superficie le acque prossime alla centrale. Esistono comunque limiti di legge per le temperature dell’acqua in uscita dai condensatori e per la differenza di temperatura dell’acqua del corpo ricettore tra valle e monte dell’impianto termoelettrico. Per i fiumi, la differenza massima fra le temperature medie a monte e a valle della derivazione dell’impianto non deve superare i 3°C, mentre la differenza massima di temperatura tra due metà sezioni qualsiasi non deve essere superiore a 1°C. Per i canali, la temperatura massima allo scarico non deve superare i 35°C. Nel caso di acqua di mare, la temperatura massima consentita per lo scarico è di 35°C e il Δt massimo ammissibile tra la temperatura dell’acqua alla presa e quella a 1000 metri dallo scarico è di 3°C. Sono stati effettuati molti studi degli ecosistemi interessati agli scarichi termici prima e dopo l’avvio di funzionamento degli impianti. I risultati ottenuti hanno mostrato che la restituzione all’ambiente delle acque, utilizzate negli impianti rispettando i limiti imposti dalla legge, non modifica significativamente le caratteristiche strutturali e dinamiche delle

principali componenti degli ecosistemi interessati.

INTERAZIONE CON L’AMBIENTE

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References e approfondimenti

Ing.F.Zanellini, Università di Pavia. Lezioni SPDE master Università di Mantova 30-31 Marzo 2007Negri di Montenegro G., Bianchi M., Peretto A. Sistemi energetici e loro componenti. Pitagora Editrice Bologna. 2003