Turbine a gas - Ciclo termodinamico -1

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1 Turbine a gas - Ciclo termodinamico -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 Pag. 1

2 Ciclo termodinamico ideale -2 (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 p 2 Uno scambiatore riscalda il fluido fino alla temperatura T 3 Scambio di calore (sistema aperto) = Trasformazione isobara Il fluido espande in turbina fino al punto 4 (pressione p 4 = p 1 ) Espansione adiabatica isentropica Uno scambiatore asporta calore riportando il fluido nelle condizioni iniziali Scambio di calore (sistema aperto) = Trasformazione isobara Questo schema corrisponde a quello della prima turbina a gas a ciclo chiuso, installata dalla ABB presso Neuchatel (CH) nel Pag. 2

3 Rappresentazione sui piani termodinamici Generalmente il ciclo di Joule si rappresenta nei piani termodinamici T-s e/o h-s Il ciclo si presenta simile nei due piani: Dh = c p dt (gas perfetto) Trascurando la variabilità del calore specifico a pressione costante, la differenza tra i due diagrammi è solo un fattore di scala sulle ordinate Nel piano T-s l area sottesa dalle trasformazioni rappresenta il calore scambiato; l area del ciclo il lavoro. Il piano h-s consente di visualizzare sia gli scambi di calore che di lavoro come segmenti lungo l ordinata Pag. 3

4 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 , 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 Pag. 4

5 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 Pag. 5

6 Rendimento del ciclo ideale -1 Per lo studio parametrico si introducono i parametri adimensionali: Rapporto di compressione Rapporto fra temperatura massima e minima β = p 2 /p 1 = p 3 /p 4 τ= T 3 /T 1 η id =1-Q 2 /Q 1 = 1 - cp(t 4 -T 1 )/[cp(t 3 -T 2 )] = 1 - (T 4 -T 1 )/(T 3 -T 2 ) si divide numeratore e denominatore per T 1 Per le due trasformazioni adiabatiche isentropiche: T 2 /T 1 = T 3 /T 4 =( p 2 /p 1 ) (γ-1)/γ = β (γ-1)/γ = β ε ε =(γ-1)/γ =(c p -c v )/c p =R/c p Pag. 6

7 η id η id = 1 Rendimento del ciclo ideale -2 T4 T3 1 ε T3 T1 β τ 1 = 1 ε T3 T2 τ β T T 1 1 γ=1.30 (PoliAtomico) γ=1.40 (BiAtomico) γ=1.67 (MonoAtomico) β = 1 β ε ε ( τ β ) ε τ β = 1 β ε = 1 Il rendimento ideale. 1 β Dipende dal rapporto di compressione (β) Per β=1, η id =0 ; per β, η id 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 CO 2 ) NON dipende dalla temperatura massima (τ) ε Pag. 7

8 Rendimento del ciclo ideale -3 L indipendenza del rendimento η id 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 In ciascuno dei cicli di Carnot così ncostruiti il rapporto tra le temperature estreme risulta essere costante e pari a β ε, essendo costante il rapporto delle pressioni Il rendimento di ciascun ciclo di Carnot risulta pari a η c =1-T H /T L =1-1/ β ε Pag. 8

9 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 W u = W t - W c = c p (T 3 -T 4 ) c p (T 2 -T 1 ) [J/kg] Utilizzando i parametri β e τ : Wu c T p 1 = T T 3 1 T T 4 3 T T 3 1 T T = τ τ β ε β ε + 1 = τ ε β 1 ε β ( β ε 1) Il lavoro specifico a differenza del rendimento del ciclo ideale - dipende anche dal rapporto τ fra le temperature estreme del ciclo Pag. 9

10 Lavoro Specifico del ciclo ideale -2 W u /c p T 1, η γ=1.41 τ=3.0 (T 3 =864.5K) τ=4.0 (T 3 =1152.6K) τ=5.0 (T 3 =1440.8K) τ=6.0 (T 3 =1728.9K) rendimento W u /c p T 1, η γ=1.41 τ=3.0 (T 3 =864.5K) τ=4.0 (T 3 =1152.6K) τ=5.0 (T 3 =1440.8K) τ=6.0 (T 3 =1728.9K) β log 10 (β) In figura sono riportati gli andamenti del lavoro specifico per diverse temperature massime di ciclo Spesso si riporta l ascissa in scala logaritmica Pag. 10

11 Alcune considerazioni Lavoro Specifico del ciclo ideale -3 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 β=τ 1/ε» p 2 =p 1 Praticamente corrisponde all assenza del compressore, col ciclo che degenera nei soli scambi di calore sovrapposti 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 T T p T 3 p p 1 p 2 s s Pag. 11

12 Lavoro Specifico del ciclo ideale -4 L espressione del lavoro specifico ammette un massimo (d(w u )/dβ=0) L area del ciclo termodinamico nel piano TS (lavoro specifico), risulta massima. Tale rapporto di compressione è pari a β=τ 1/2ε Aumentando il rapporto fra le temperature, aumenta il rapporto di compressione che massimizza il lavoro Nelle condizioni di massimo lavoro le temperature di uscita del compressore T 2 e uscita turbina T 4 sono uguali T 3 W u /c p T 1, η γ=1.41 τ=3.0 (T 3 =864.5K) τ=4.0 (T 3 =1152.6K) τ=5.0 (T 3 =1440.8K) τ=6.0 (T 3 =1728.9K) rendimento s τ 1/2ε =3 1/2ε τ 1/2ε =4 1/2ε τ 1/2ε =5 1/2ε τ 1/2ε =6 1/2ε log 10 (β) Pag. 12

13 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 pseudotrasformazione 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), che hanno superiori proprietà chimico-fisiche. Pag. 13

14 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) 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. 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=m a /m c 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 Pag. 14

15 Ciclo Reale Rendimento (caso non reattivo) -1 Il rendimento reale può essere espresso come η r = W Q 1r Considerando i rendimenti isentropici: compressore r = W η c tr W Q 1r W = W cid cr cr h = h 2 2' - h - h 1 1 T T 2 2' - T - T 1 1 Turbina η t = W W tr tid = h h h - h 4' 4 T T T - T 4' 4...con diversi passaggi... Pag. 15

16 Ciclo Reale Rendimento (caso non reattivo) -2...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! (nell analisi parametrica si dovrebbero usare i rendimenti politropici)...affinché la turbina a gas possa produrre lavoro utile deve risultare η c η t > β ε /τ η r = η l η i = 1 1 β η i ε η c η t ε β τ β ε τ η c γ=1.41 τ=3.0 (T 3 =864.5K) τ=4.0 (T 3 =1152.6K) τ=5.0 (T 3 =1440.8K) τ=6.0 (T 3 =1728.9K) β Pag. 16

17 Bilancio energetico della 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 η b =98-99% Bilancio energetico (conservazione dell'energia tra ingresso ed uscita): M c h c + m c η b HCI + m a h a2 = (m c + m a ) h g3 m c = portata in massa di combustibile (kg/s) m a = α m c portata in massa di aria (kg/s) HCI potere calorifico inferiore del combustibile (kj/kg) Pag. 17

18 Bilancio energetico della camera di combustione -2 Assumendo l entalpia fisica del combustibile h c pari a quella dell aria entrante; ponendo η b =1 ed introducendo un valor medio del c p fra aria e gas nell intervallo di temperature considerate si ottiene HCI = (1 + α) c pm (T 3 - T 2 ) T 2 è funzione di β e η c HCI è praticamente costante per combustibili convenzionali ( kj/kg) c pm praticamente costante ( 1,05 kj/kg) La relazione approssimata evidenzia il diretto collegamento tra T 3 ed α In una combustione adiabatica il solo modo di contenere la temperatura è l'incremento di α. Esempio: Assumendo HCI = kj/kg e T 2 = 400 C, si hanno i seguenti valori di T 3 ed α: T 3 [ C] α Pag. 18

19 Camera di combustione I Valori di α necessari a contenere le temperature sono molto elevati eccessi d'aria dell'ordine del %, Non è possibile il sostenimento della fiamma Si ricorre alla suddivisione della portata di aria in almeno due flussi primario e secondario α = (1+e) α stech 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 Pag. 19

20 Prestazioni dei 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 dal valore elevato del lavoro del compressore W c rispetto a quello della turbina W t Tipicamente W c può essere dal 40% al 60%di W t Il lavoro utile W u = W t - W c risulta così sensibilmente ridotto rispetto al lavoro della turbina Con l'aumento della temperatura massima T 3 (parametro τ=t 3 /T 1 ) il lavoro specifico aumenta considerevolmente (si è passati dai C degli anni 70 agli attuali 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. Pag. 20

21 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 W sp =W u 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) Pag. 21

22 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 Pag. 22

23 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 T 3 superiori già ai 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. Pag. 23

24 Raffreddamento delle parti calde delle 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 ceramic top coat material metallic bond coat 0.2 mm 0.1 mm substrate material 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 Pag. 24

25 Raffreddamento delle parti calde delle turbine a gas -1 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 Pag. 25

26 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 Pag. 26

27 Classificazione delle turbine a gas -2 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 Pag. 27

28 Classificazione delle turbine a gas -3 Le turbine a gas si possono classificare in base al numero di alberi: Monoalbero 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) Pag. 28

29 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 ed alternatore 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 Rolls Royce - RB211 (1978) Pag. 29

30 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 Pag. 30

31 Dipartimento di Energetica S.Stecco Esempi di turbine a gas -2 Ruston Turbina a gas industriale Mechanical Drive Pag. 31

32 Dipartimento di Energetica S.Stecco 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 Pag. 32

33 Dipartimento di Energetica S.Stecco Esempi di turbine a gas AeroDerivate LM6000 Pag. 33

34 Esempi di turbofan -1 Pratt Whitney 2000 Turbofan uso civile GE90 Turbofan uso civile Pag. 34

35 Esempi di turbofan -2 F119-GE-100 Turbofan militare (basso rapporto di diluizione) Con post combustione Pag. 35