CAP. 3 Le centrali termoelettriche

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1 CAP. 3 Le centrali termoelettriche 1. Cicli termodinamici 1.1. Proprietà dei fluidi Lo stato fisico di un fluido gassoso è determinato quando sono note due delle seguenti variabili: pressione, temperatura, volume specifico. Queste variabili sono, com è noto, legate tra loro dalla relazione: p v = R T denominata equazione caratteristica dei gas perfetti. Nella relazione suddetta p è la pressione, v è il volume specifico, T è la temperatura assoluta, R è la costante caratteristica dei gas. Anche altri parametri, oltre ai tre precedenti, sono caratteristici dello stato fisico di un fluido: tali sono ad esempio l entalpia e l entropia, cosicché lo stato fisico di un fluido può essere definito anche dalla conoscenza della sua entropia e della sua temperatura assoluta oppure della sua entropia e della sua entalpia. Quando un fluido passa da uno stato fisico ad un altro, varia qualcuno dei parametri che lo definiscono: in tal caso si dice che il fluido ha subìto una trasformazione. Uno stato fisico, essendo individuato da due parametri, può essere rappresentato da un punto di un piano in un sistema di assi cartesiani ortogonali, assumendo a coordinate del punto i valori dei due parametri. Una qualsiasi trasformazione che il fluido subisce può allora essere rappresentata nel piano da una linea, i cui punti rappresentano i successivi stati fisici assunti dal fluido e gli estremi rappresentano lo stato fisico iniziale e quello finale. Nelle centrali termoelettriche il fluido utilizzato per la conversione del calore in energia elettrica è l acqua allo stato di liquido e di vapore e le trasformazioni termodinamiche interessate sono le seguenti: trasformazioni a pressione costante (isobariche), trasformazioni a volume costante (isometriche o isocore), trasformazioni a temperatura costante (isotermiche), trasformazioni senza scambio di calore con l esterno (adiabatiche). A seconda dei sistemi di coordinate prescelte, le trasformazioni sono rappresentate graficamente dai seguenti diagrammi: il diagramma (p, v), se le coordinate che rappresentano lo stato fisico del fluido sono la pressione e il volume specifico; il diagramma entropico (T, s), se le coordinate sono la temperatura assoluta e l entropia specifica; il diagramma di Mollier (h, s), se le coordinate sono l entalpia specifica e l entropia specifica. Nel diagramma (p, v) le trasformazioni isobariche sono rappresentate da rette parallele all asse delle ascisse, le trasformazioni isometriche da rette parallele all asse delle ordinate, le trasformazioni isotermiche per l aria e il vapor d acqua surriscaldato da rami di iperbole equilatera con asintoti coincidenti con gli assi delle coordinate e che si allontanano da questi all aumentare della 1

2 temperatura. Le isotermiche per il vapor saturo sono invece rette parallele all asse delle ascisse perché avvengono a pressione costante. Infine le trasformazioni adiabatiche sono rappresentate da k curve che soddisfano l equazione pv = cost, avendo indicato con k=c p /c v il rapporto tra il calore specifico a pressione costante c p e quello a volume costante c v. Nella rappresentazione (p, v) l area compresa fra le ordinate dei punti estremi del diagramma, l asse delle ascisse e la curva rappresentativa della trasformazione equivale, in scala opportuna, al lavoro esterno compiuto dal fluido durante la trasformazione: è positiva, ossia si tratta di lavoro eseguito dal fluido, se la trasformazione si muove verso un aumento di volume; è negativa, ossia si tratta di lavoro assorbito dal fluido, nel caso opposto. Nel diagramma entropico le trasformazioni isotermiche (e le isobariche per il vapor saturo) sono rappresentate da rette orizzontali, le adiabatiche da rette verticali, le isobariche per i gas e il vapore surriscaldato da curve di andamento prossimo all esponenziale 1 e che salgono verso destra (perché somministrando calore aumentano l entropia e la temperatura), le isometriche da curve che salgono verso destra più rapidamente di quelle isobariche. Nei diagrammi entropici l area compresa fra la curva di trasformazione, l asse delle ascisse e le ordinate estreme rappresenta, in opportuna scala, il calore dato o tolto all unità di peso del fluido 2 : il calore viene dato quando la curva viene descritta nel senso delle entropie crescenti, viene tolto quando la curva viene descritta nel senso inverso. Nel diagramma di Mollier (detto anche diagramma entalpico) i salti entalpici rilevabili sull asse delle ordinate forniscono direttamente l energia ricevuta, trasformata, ceduta. 1 Sarebbero esponenziali se c p fosse costante al variare della temperatura. 2 E infatti: dq ds = dq = T ds q = T T ds 2 1 2

3 1.2. Trasformazione dell acqua in vapore La trasformazione dell acqua in vapore avviene a pressione e a temperatura costante ed è rappresentata nel diagramma (p, v) da una retta orizzontale. Durante la fase di riscaldamento dell acqua, dalla temperatura iniziale di 0 C fino alla temperatura di ebollizione t 0 relativa alla pressione costante p 0, il volume dell acqua aumenta pochissimo, da v 0 a v 0, e la trasformazione è rappresentata dal segmento AB. Continuando a somministrare calore, l acqua vaporizza e la pressione rimane costante fino alla completa trasformazione dell acqua in vapore; il volume aumenta da v 0 a v 0. Questa fase di vaporizzazione è rappresentata dal segmento BC 3. Fornendo ancora calore, si ottiene vapore surriscaldato: il volume e la temperatura aumentano e il punto rappresentativo si sposta a destra di C sull orizzontale a pressione costante p 0. Se la trasformazione dell acqua in vapore avviene ad un altra pressione costante p 1 >p 0, la sua rappresentazione sul diagramma avverrà su un altra orizzontale, al di sopra della prima. La vaporizzazione inizierà ad una temperatura t 1 >t 0 e a un volume v 1 >v 0 e terminerà ad un volume v 1 <v 0, poiché il volume specifico del vapore saturo secco diminuisce con l aumentare della pressione: la nuova trasformazione sarà rappresentata dal segmento A B C. Riunendo tutti i punti B, B, B, e tutti i punti C, C, C, si ottengono due curve dette rispettivamente curva limite inferiore e curva limite superiore del vapor d acqua. Le due curve limite dividono il piano in tre regioni, cui corrisponde, da sinistra a destra, lo stato liquido, lo stato di vapore saturo umido, lo stato di vapore surriscaldato. Le due curve convergono verso l alto in un punto K detto punto critico, che rappresenta quello stato di fluido nel quale il liquido vaporizza senza aumento di volume. 3 Nei punti B l acqua è ancora tutta allo stato liquido, nei punti C è tutta allo stato di vapore saturo secco. I punti compresi tra B e C (vapore saturo umido) rappresentano stati del fluido in cui sono mescolati acqua e vapore. Si chiama titolo del vapore saturo umido il peso di vapore saturo secco contenuto in 1 kg di miscela acqua-vapore. Perciò la curva limite inferiore è anche curva a titolo 0, mentre la curva limite superiore è anche curva a titolo 1. 3

4 Il punto critico per l acqua corrisponde a una pressione 4 di 225 kg/cm 2 e una temperatura di 374 C; il volume specifico, comune al liquido e al vapore, è di 0,0031 m 3 /kg. Nel diagramma entropico le curve limite del vapor d acqua hanno andamento analogo a quello del diagramma (p, v) e la fase di trasformazione dell acqua in vapore è pure rappresentata da un segmento orizzontale tra le due curve limite (trasformazione isobarica e isotermica); le curve a titolo costante tagliano questi segmenti orizzontali in parti proporzionali al titolo. Nella figura seguente è rappresentata la trasformazione dell acqua in vapore saturo secco (dal punto 1 al punto 2) e il surriscaldamento del vapore (a pressione costante, dal punto 2 al punto 3). 4 L unità di misura della pressione nel Sistema Internazionale è il Pascal (1 Pa = 1 Newton/m 2 = 10-5 bar) Nella pratica si usano anche altre unità di misura: l atmosfera (1 atm = 10,33 m H 2 O = 1, Pa = 760 mm Hg = 1,0133 bar) il kg/cm 2 (1 kg/cm 2 = 10 m H 2 O = 0, Pa = 0,987 atm = 0,98 bar) 4

5 Nel diagramma di Mollier sono tracciate la curva limite superiore (luogo rappresentativo degli stati del vapore saturo secco), le linee a pressione e temperatura costante e le linee a titolo costante nel campo del vapore saturo (al di sotto della curva limite superiore), le linee a pressione costante 5 e le linee a temperatura costante nel campo del vapore surriscaldato (al di sopra della curva limite superiore). Le trasformazioni adiabatiche sono rappresentate da segmenti di retta normali all asse delle ascisse, le trasformazioni isoentalpiche da segmenti di retta paralleli all asse delle ascisse. Il diagramma di Mollier permette di determinare la diminuzione di entalpia in un espansione adiabatica dal punto 1 al punto 2 (ved. figura). Tale salto entalpico è l equivalente termico del lavoro ottenuto per unità di peso del fluido in una turbina a vapore; esso permette di effettuare rapidamente i calcoli relativi alle trasformazioni del vapor d acqua. 5 dh A pressione costante è = T ; quindi il coefficiente angolare della tangente ad una linea a pressione costante nel ds diagramma di Mollier è uguale alla temperatura nel punto di tangenza. Poiché ovviamente in una linea a pressione costante la temperatura varia con continuità al variare dell entropia, ne segue che le linee a pressione costante nel diagramma di Mollier non hanno cuspidi nelle intersezioni con le curve limiti, contrariamente a quanto capita per le linee a pressione costante nel diagramma entropico. 5

6 1.3. Cicli termodinamici Un fluido che si espande produce un lavoro esterno; ma per una produzione continua di lavoro, quale è richiesta ai motori termici, è necessario riportare allo stato iniziale il fluido che ha subìto l espansione. Occorre quindi che il fluido subisca trasformazioni la cui rappresentazione dia luogo a 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, in ossequio al secondo principio della termodinamica, descriva un ciclo ricevendo calore da una sorgente ad alta temperatura e cedendo calore a una 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 6. Tale ciclo è costituito da due isoterme e da due adiabatiche; il suo rendimento è tanto più elevato quanto più grande è la differenza fra 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 Q 1 fornita al fluido dalla sorgente a temperatura T 1 ; l area aadd rappresenta la quantità di calore Q 2 ceduta dal fluido alla sorgente a temperatura T 2 ; l area ABCD rappresenta il lavoro utile ottenuto. Il rendimento del ciclo è dunque: η = Q Q area ( ABCD) ( T1 T2 ) Δs T1 T2 T2 = = = ( abcd ) T1 Δs T1 T1 1 2 = 1 Q1 area 6 Teorema di Carnot: Assegnate le temperature di due sorgenti, esiste un valore limite superiore del rendimento che si raggiungerebbe nel caso ideale in cui la trasformazione subita dal sistema termicamente isolato costituito dalle due sorgenti, dal corpo intermediario (cioè dal corpo che scambia calore con tali sorgenti) e dagli organi meccanici delle macchine fosse completamente invertibile. Perché la trasformazione sia invertibile il corpo dovrà ricevere calore dalla sorgente a temperatura T 1 avendo la temperatura T 1 e dovrà cedere calore alla sorgente a temperatura T 2 avendo la temperatura T 2 : dovrà quindi ricevere calore durante una espansione isotermica a temperatura T 1 e cedere calore durante una compressione isotermica a temperatura T 2. Dovendo poi il corpo descrivere un ciclo, esso dovrà passare dalla temperatura T 1 alla temperatura T 2 e viceversa: essendo il ciclo invertibile, durante i suddetti passaggi non dovrà subire scambi di calore con le sorgenti, dovrà cioè compiere trasformazioni adiabatiche. 6

7 Ciclo Rankine Lo schema di principio di un normale impianto con turbina a vapore può essere rappresentato dalla figura seguente, dove sono indicati gli 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 somministrazione di calore al fluido non avviene tutta alla temperatura massima, secondo una isoterma. Il ciclo Rankine ha ovviamente rendimento inferiore a quello di Carnot operante tra le stesse temperature estreme. L adiabatica 3-4 rappresenta il pompaggio del condensato 7, la isobara 4-C corrisponde al riscaldamento dell acqua in caldaia dalla temperatura T 4 alla temperatura T C 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 T 1, la adiabatica 1-2 corrisponde all espansione 7 Spesso, viste le piccole variazioni di temperatura e di entalpia, si pone per semplicità

8 del vapore in turbina, la isobara (e isoterma) 2-3 corrisponde alla condensazione del vapore nel condensatore. Il ciclo è un ciclo con vapore surriscaldato, il ciclo è il corrispondente ciclo con vapore saturo. Se, dopo una prima espansione adiabatica nella turbina di alta pressione AP il vapore ritorna in caldaia per risurriscaldarsi e portarsi nuovamente ad una temperatura analoga a quella del surriscaldamento iniziale, si ha un ciclo con risurriscaldamento: il vapore risurriscaldato in uscita dalla caldaia viene riammesso nella turbina di media pressione MP, da questa passa successivamente nella turbina di bassa pressione BP e si espande fino alla pressione del condensatore. Il diagramma entropico permette subito una comparazione visiva dei rendimenti ottenibili con cicli a vapore saturo e a vapore surriscaldato senza e con risurriscaldamento. Si nota infatti che il rendimento con vapore saturo è minore del corrispondente ciclo di Carnot fra le stesse temperature di vaporizzazione e di condensazione. Si nota inoltre che il rendimento del ciclo con vapore surriscaldato è superiore a quello del ciclo con vapore saturo e che il rendimento del ciclo a vapore risurriscaldato è superiore a quello del ciclo a 8

9 vapore con semplice surriscaldamento perché, in entrambi i casi, si aggiunge una parte di ciclo a rendimento più elevato. Infatti, facendo riferimento ai diagrammi delle figure seguenti, il rendimento del ciclo Rankine con vapore saturo è pari al rapporto fra l area (A+A ) e l area T1 T2 (A+A +B+B ) e il rendimento del corrispondente ciclo di Carnot è pari a ; T1 il rendimento del ciclo con vapore surriscaldato è pari al rapporto fra l area (A+A +A ) e l area T1' T2 (A+A +A +B+B +B ) e il rendimento del corrispondente ciclo di Carnot è pari a ; T1' il rendimento del ciclo con vapore risurriscaldato è pari al rapporto fra l area (A+A +A +A ) e l area (A+A +A +A +B+B +B +B ). E opportuno anche 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 ottiene un incremento del rendimento. Tutto ciò comporta però l adozione di impianti costruttivamente sempre più complessi, con maggiori costi d investimento. 9

10 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. Il 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 in gran parte 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 è già 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. Nel diagramma entropico l operazione di preriscaldamento, ottenuta tramite uno spillamento di vapore dalla turbina, può essere rappresentata in due fasi: riscaldamento dell acqua, secondo un segmento MN della curva limite inferiore; rientro della condensa del vapore spillato, secondo un segmento orizzontale NB. Il rapporto fra la lunghezza del segmento NB e la lunghezza del segmento AF, compreso fra le curve limiti sull isobara corrispondente alla pressione del condensatore, dà in valore relativo la quantità di vapore spillato. Il rapporto fra il segmento MF e quello AF dà in valore relativo la quantità di vapore che va al condensatore. Tale rappresentazione del ciclo rigenerativo conserva alle coordinate dei punti della linea di espansione il loro significato fisico, mentre ciò non è più vero per i punti del preriscaldamento dell acqua; valgono invece le considerazioni energetiche sulle quantità di calore scambiate e sul lavoro utile ottenuto 8. 8 Facendo riferimento al diagramma di figura, l area del ciclo (MNBCDEF) rappresenta il lavoro utile ottenuto, mentre l area (HMFK) rappresenta il calore ceduto nel condensatore. 10

11 In un ciclo con solo surriscaldamento, facendo riferimento a 1 kg di vapore scaricato dalla turbina ed entrante nel condensatore, detta g i la quantità di vapore spillata in valore relativo rispetto a quella scaricata al condensatore, il lavoro utile ottenuto in turbina è pari a: L n = ( hv hs ) + 1 mentre il calore fornito al fluido in caldaia è uguale a: g Δh i i essendo: h v h s = + n Q ( hv ha ) 1 g i 1 entalpia del vapore surriscaldato all uscita della caldaia e all ingresso in turbina entalpia del vapore allo scarico nel condensatore Δh i salto entalpico utilizzato in turbina dal vapore dello spillamento i-esimo h a entalpia dell acqua alimento all ingresso in caldaia n numero degli spillamenti Il rendimento del ciclo vale dunque: η = e aumenta all aumentare di g i Δh i n 1 L Q ( h = v ( h v h s h a ) + n 1 ) 1 + e dell entalpia h a. g Δh 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 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 con un solo spillamento si avrà quindi per una temperatura intermedia tra le due. Aumentando il numero degli spillamenti si incrementa la temperatura di preriscaldamento dell acqua e si aumenta il rendimento del ciclo. Il grado di rigenerazione ottimale coincide con quello massimo (temperatura dell acqua alimento uguale a quella di ebollizione in caldaia) solo nel caso teorico di infiniti spillamenti. Nelle pratiche realizzazioni, poiché gli spillamenti comportano un onere di impianto, si pone il problema di ottimizzare il loro numero e la superficie di scambio dei singoli riscaldatori. Infatti i miglioramenti del rendimento del ciclo termico comportano l adozione di impianti sempre più complessi, i cui costi non sempre possono essere compensati o recuperati dal guadagno di rendimento. Le stesse considerazioni viste per il ciclo con solo surriscaldamento valgono anche per i cicli con uno o più risurriscaldamenti. i n 1 g i i 11

12 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. Lo scarico delle condense (drenaggi) dei riscaldatori è effettuato in cascata, ossia i drenaggi del riscaldatore a più alta pressione di spillamento si scaricano in quello a pressione immediatamente inferiore e così via, sino a recuperare gli ultimi drenaggi al condensatore. Effettuando gli spillamenti lungo i vari stadi della turbina si ha come conseguenza che, a parità di potenza generata, occorre 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. 12

13 Diagramma entropico del ciclo termodinamico di un gruppo da 320 MW con 8 spillamenti 13

14 Bilancio termico progettuale di un unità termoelettrica tradizionale da 320 MW Pressione [ata] Temperatura [ C] Entalpia [kcal/kg] Portata [kg/h] Vapore SH ammissione turbina , Vapore 1 spillamento ingresso R7 75, Vapore scarico turbina AP (RH freddo) 37,7 Vapore 2 spillamento ingresso R6 36,6 725, Vapore ingresso turbina MP (RH caldo) , Vapore 3 spillamento ingresso R5 16,4 794, Vapore scarico turbina MP 7,2 Vapore 4 spillamento ingresso degasatore 7,0 740, Vapore alla turbina BP 741, Vapore 5 spillamento ingresso R3 2,5 690, Vapore 6 spillamento ingresso R2 0,73 639, Vapore 7 spillamento ingresso R1 0,29 607, Vapore scaricato al condensatore 0,05 32,5 566, Condensato ingresso R1 (BP) 33,1 33,1 Condensato uscita R1 ingresso R2 (BP) 65,4 65,4 Condensato uscita R2 ingresso R3 (BP) 88,8 88,8 Condensato uscita R3 ingresso R4 (degasatore) 125,1 125, Alimento ingresso R5 (AP) 166,5 170,7 Alimento uscita R5 ingresso R6 (AP) 201,5 207,1 Alimento uscita R6 ingresso R7 (AP) ,8 Alimento uscita R7 ingresso economizzatore ,1 Drenaggio R , Drenaggio R6 206,5 210, Drenaggio R5 171,5 173, Drenaggio R3 93,8 93, Drenaggio R2 70,4 70, Drenaggio R1 64,7 64, Utilizzando i dati di progetto, il consumo specifico di turbina e ciclo ed il relativo rendimento risultano pari a: (811,8 306,1) (844,5 725,6) c. s. = = 1.903, η = ,70 = 45,17% kcal kwh 14

15 I progetti per aumentare l efficienza del ciclo Rankine, aumentando le pressioni e le temperature del vapore, sono stati sviluppati costantemente. Le prime unità termoelettriche, all inizio del 900, erano costruite per pressioni e temperature del vapore all ingresso in turbina di circa 13 bar e 250 C. Poi, all aumentare delle potenze, anche le pressioni e le temperature aumentarono. Intorno al 1950 vi fu un decisivo incremento nelle taglie degli impianti e si passò dai 35 MW fino ai 150 MW. Il ciclo adottato fu quello a semplice surriscaldamento, con vapore all ammissione turbina inizialmente a 145 bar e 538 C, poi a 165 bar e 538 C. Negli anni 60 furono installate parecchie unità con queste caratteristiche termodinamiche (165 bar, 538 C e risurriscaldamento a 538 C) e si passò alla taglia 320 MW. L ENEL costruì negli anni successivi molti impianti con gruppi da 320 MW, che ancora oggi costituiscono l ossatura del parco termoelettrico italiano 9. Nel 1968 entrarono in servizio in Italia le prime due unità ipercritiche di taglia 600 MW con doppio risurriscaldamento (258 bar, 540 C/552 C/556 C), dotate di turbine cross-compound. I grandi costruttori (General Electric e Westinghouse) negli anni realizzarono impianti di potenza MW con condizioni ipercritiche del vapore (241 bar, 538 C/565 C), sia a semplice che a doppio risurriscaldamento, con turbine cross-compound o tandem-compound. Dal 1980, utilizzando l esperienza maturata con le unità a semplice e a doppio risurriscaldamento, i grandi costruttori hanno sviluppato progetti con condizioni del vapore sempre più spinte (300 bar e 600 C). Questi progetti hanno trovato applicazione soprattutto in Asia e Nord Europa. L incremento di rendimento di questi impianti è mostrato nei due grafici seguenti e deve naturalmente essere considerato unitamente ai maggiori costi impiantistici di installazione e di manutenzione. I cicli con condizioni del vapore surriscaldato e risurriscaldato superiori a 4000 psi (276 bar) e 1025 F (552 C) sono detti ultrasupercritici. L adozione di un doppio risurriscaldamento dà luogo ad incrementi di rendimento variabili in funzione delle condizioni del vapore. Per massimizzare il guadagno di rendimento dei cicli ultrasupercritici, bisogna anche ottimizzare il ciclo rigenerativo con l aggiunta di nuovi riscaldatori e la scelta di una più alta temperatura dell acqua alimento all ingresso dell economizzatore. 9 Gli impianti termoelettrici italiani, standardizzati dall ENEL, hanno taglie di 320 e 660 MW e sono dotati di 7 o 8 spillamenti. I valori di pressione e temperatura del vapore sono quelli indicati in tabella: Potenza Pressione vapore SH uscita caldaia Temperatura vapore SH uscita caldaia Temperatura vapore RH uscita caldaia 320 MW 178 bar 538 C 538 C 660 MW 258 bar 538 C 538 C L adozione di questi valori standard, richiesti dall ENEL ai costruttori, è stata dettata da molteplici considerazioni coinvolgenti soprattutto l affidabilità e l intercambiabilità dei macchinari. 15

16 In molti casi si inserisce un riscaldatore al di sopra del punto di risurriscaldamento. Questo riscaldatore è denominato con termine anglosassone HARP (Heater Above the Reheat Point). Ciclo Numero di riscaldatori HARP Variazione rendimento 7 No Riferimento 8 No +0,2% 8 Sì +0,6% 9 Sì +0,7% Semplice risurriscaldamento 310 bar 593 C/593 C Doppio risurriscaldamento 310 bar 593 C/593 C/593 C No No Sì Sì Riferimento +0,3% +0,2% +0,5% Nella figura seguente è mostrato un ciclo a semplice risurriscaldamento con 8 riscaldatori, compreso un HARP. Il ciclo a doppio risurriscaldamento può essere ulteriormente migliorato inserendo un altro riscaldatore di bassa pressione e/o un altro di alta pressione. Un tipico ciclo a doppio risurriscaldamento con dieci riscaldatori, compreso un HARP, è mostrato nella figura seguente. 16

17 Nelle figure seguenti è evidenziato l effetto sul rendimento termodinamico di turbina della pressione del vapore risurriscaldato nel caso di semplice e doppio risurriscaldamento. L effetto è variabile in funzione della temperatura dell acqua alimento all uscita dell ultimo riscaldatore AP e se lo spillamento adottato per questo riscaldatore è dal vapore risurriscaldato freddo o dal vapore che si espande nella turbina di alta pressione. Molto importante ai fini del rendimento ottenibile, nel caso di doppio risurriscaldamento, è la scelta delle due pressioni di risurriscaldamento. Un esempio di ottimizzazione incrociata delle pressioni del primo e del secondo risurriscaldamento è mostrato nella figura seguente. In genere la pressione del primo risurriscaldamento viene scelta a un valore inferiore a quello ottimo termodinamico, mentre quella del secondo risurriscaldamento è scelta a un valore leggermente superiore per ridurre la temperatura del vapore all ingresso della turbina di bassa pressione. 17

18 1.4. 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 in 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 di manutenzione, la flessibilità d impiego dell impianto, il combustibile da utilizzare. La potenza unitaria massima è di circa MW per le sezioni termoelettriche tradizionali, di MW per le turbine a gas e di MW per i moduli a ciclo combinato. Il rendimento globale della centrale con turbine a vapore, che adotta cicli standard (170 bar- 538/538 C) con semplice risurriscaldamento e 7-8 spillamenti, raggiunge al massimo carico il 40%. Se si adottano cicli USC il rendimento può giungere fino al 46% circa. Le moderne turbine a gas in ciclo semplice hanno rendimenti intorno al 38%. 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, riferito a 2 unità convenzionali a vapore da 320 MW cadauna, è di circa /kw per le unità ad olio combustibile e gas naturale e di circa /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 di impiego di un impianto è determinata dalla sua rapidità di avviamento e dalla possibilità di compiere ampie e veloci variazioni di 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 a circa 1,5 ore dopo una fermata di 8 ore; il gradiente di carico è di 3 5 MW/min in condizioni normali. 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 della turbina a vapore). I gradienti normali dei cicli combinati sono di 5 6 MW/min e possono salire a 13 MW/min in caso di necessità. I combustibili fossili, normalmente impiegati negli impianti termoelettrici, sono l olio combustibile, il gasolio, il gas naturale, il carbone. I generatori di vapore, se adeguatamente attrezzati, possono bruciare tutti questi tipi di combustibili. Le turbine a gas bruciano invece quasi esclusivamente il gas naturale. 18

19 1.5. Determinazione dei costi di generazione Per la determinazione dei costi di generazione, confrontando differenti tecnologie, occorre determinare il costo totale del kwh prodotto. Questo costo può ritenersi la somma di quattro diverse voci: la quota relativa all ammortamento del capitale investito e di tutti gli oneri finanziari ad esso pertinenti; i costi operativi relativi alla gestione dell impianto, a cominciare dalle spese per il personale, i materiali (parti di ricambio, reagenti, lubrificanti, ecc.), le risorse esterne (le ditte esterne appaltatrici di lavori sull impianto), le assicurazioni, le imposte e i canoni; il costo per l acquisto del combustibile; le esternalità derivanti dall impatto ambientale dovuto alla costruzione e all esercizio della centrale. La somma dei primi tre termini costituisce il costo industriale (cioè l onere sostenuto dal produttore per generare un kwh e di fatto riversato sul consumatore), denominato anche costo interno. Il quarto termine è il cosiddetto costo esterno (a carico invece della collettività), che valorizza in termini monetari gli effetti indotti sull ambiente dalla costruzione e dall esercizio della centrale. Va ricordato che la competitività economica tra le diverse tipologie di produzione solo raramente e in misura parziale tiene conto dei costi esterni. Per valutare in modo corretto il costo di generazione è necessario ripartire l investimento iniziale su tutta l energia prodotta dalla centrale lungo la sua vita economica utile. Questa operazione deve altresì riconoscere che la generazione di energia è differita rispetto al periodo in cui è sostenuto l investimento e contemplare gli oneri finanziari derivanti da questo sfasamento. La metodologia utilizzata fa riferimento al metodo che valuta l incidenza del capitale investito sulla produzione elettrica attraverso un analisi dei flussi di cassa annuali lungo la vita utile della centrale. 19

20 Un recente studio del Politecnico di Milano (Forum sull energia elettrica, maggio 2007) prende in esame sei moderne tecnologie basate su differenti fonti primarie: 1. turbina a gas operante in ciclo semplice alimentata a gas naturale (GT), 2. ciclo combinato gas/vapore alimentato a gas naturale (CC), 3. centrale a ciclo Rankine ultrasupercritico alimentata a carbone (USC), 4. ciclo combinato integrato con un processo di gassificazione del carbone (IGCC), 5. centrale nucleare (NUCL), 6. turbina eolica (WIND). La tabella seguente è stata elaborata nel caso di assenza di agevolazioni fiscali e considerando l investimento equamente ripartito fra capitale ordinario e debito (escludendo quindi altri mezzi di finanziamento come ad esempio leasing, capitale privilegiato o project financing). Tipologia impianto GT CC USC IGCC NUCL WIND Durata di costruzione (anni) Quota di esborso (%): anno -6 anno -5 anno -4 anno -3 anno -2 anno -1 anno 0 4,0 6,0 15,0 37,5 37,5 3,0 12,0 31,0 36,0 18,0 3,0 12,0 31,0 36,0 18,0 2,0 4,0 13,0 20,0 24,0 22,0 15,0 100,0 10,0 90,0 Vita economica utile (anni) Ammortamento annuo (%) 9,0 8,0 7,0 7,0 6,5 9,0 Costo specifico ( /kw) La vita economica utile considerata è il periodo di tempo entro il quale la centrale deve recuperare l investimento necessario alla sua costruzione, remunerandolo al tempo stesso al tasso di attualizzazione pattuito. Questa durata non può ovviamente eccedere l effettiva vita tecnica dell impianto ma può risultare inferiore nel caso l investitore voglia cautelarsi da fenomeni di obsolescenza che possono rendere antieconomico esercire la centrale, trascorso un certo numero d anni dalla costruzione. Per gli impianti operanti in Italia, il calcolo dell ammortamento ai fini fiscali deve essere effettuato attraverso i coefficienti fissati per legge. Il costo specifico varia da impianti costruiti ex-novo (impianti green-field) ad impianti oggetto di trasformazione (impianti brown-field). Per quanto concerne i costi operativi relativi alla gestione dell impianto (costi O&M) va sottolineato che la quota fissa include i costi indipendenti dall effettiva produzione dell impianto (spese di personale, assicurazioni, ecc.) mentre la quota variabile si riferisce agli oneri dipendenti dall entità della produzione (lubrificanti, reagenti chimici, smaltimento scorie, ecc.). Nello studio, i prezzi assunti per i combustibili sono stime che riflettono i costi al dicembre Per avere una stima più affidabile del costo del kwh generato, vengono utilizzati i rendimenti medi annui, derivati applicando al rendimento normale dell impianto un coefficiente di penalizzazione in considerazione di usura, funzionamento a carico parziale, sporcamento (in special modo nei compressori dei cicli a gas), transitori di avviamento e fermata. Il costo industriale totale viene quindi calcolato dalla relazione: C c + O& M, FIX IND = ccap + + co& M, VAR heq p COMB η in cui: c CAP è la quota relativa all ammortamento del capitale investito, C O&M,FIX sono i costi fissi di O&M, h EQ sono le ore equivalenti di funzionamento annuo, c O&M,VAR è la quota variabile dei costi di O&M, p COMB è il prezzo del combustibile utilizzato nella centrale, η è il rendimento medio annuo di conversione della centrale. 20

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