STUDIO DI TURBINA PER MICROCOGENERZIONE
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- Flavia Arcuri
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1 ALMA MAER SUDIORUM - UNIVERSIA DI BOLOGNA SECONDA FACOLA DI INGEGNERIA CON SEDE A CESENA CORSO DI LAUREA SPECIALISICA IN INGEGNERIA MECCANICA, CLASSE 6/S SEDE DI FORLI PRESENAZIONE SUDIO DI URBINA PER MICROCOGENERZIONE CANDIDAO FEDERICO GAGLIARDI RELAORE Prof. Ing. LUCA PIANCASELLI CORRELAORI Prof. Ing. Vincenzo Dal Re, Prof. Ing Gianmarco Saggiani Dott. Ing Cristina Renzi
2 SCOPO DELLA ESI SUDIO DI FAIBILIA DI MICROURBINA AD USO DOMESICO Si vuole verificare la fattibilità di una microturbina per cogenerazione che sia semplice da costruire e impieghi come generatore elettrico un motore brushless di derivazione commerciale Requisiti fondamentali: Generazione di energia termica pari a 0 kw Assenza di un gruppo riduttore per limitare i componenti Massima semplicità costruttiva
3 L IDEA di PARENZA L idea è nata osservando le microturbine per aeromodelli amatoriali; tali macchine infatti sono molto semplici in quanto inizialmente pensate per una costruzione casalinga
4 L IDEA di PARENZA ale macchina impiega un compressore di derivazione automobilistica, una turbina ricavata da un disco pieno opportunamente lavorato, mentre il circuito di lubrificazione sfrutta la pressione generata dal compressore come effetto motore. Si è inizialmente pensato di riconvertirla da turbogetto a turbina di potenza eliminando il convergente per i gas di scarico e cambiando l inclinazione dei palettamenti della turbina in modo da estrarre maggior potenza meccanica dai gas caldi L idea è stata abbandonata in quanto tale macchina in uscita presenta una potenza termica di circa 70 kw Inoltre il regime di rotazione di circa rpm risulta troppo elevato e richiede l impiego di un riduttore di velocità
5 SUDIO DEL CICLO UBOGAS Visto l impossibilità di adattamento della turbina per aeromodelli al nostro scopo si è reso necessario lo studio di un apposito ciclo turbogas Le linee guida per la ricerca di un ciclo che soddisafacesse le nostre richieste sono state: emperatura di ingresso turbina limitata per non dover raffreddare le pale Numero massimo di giri fissato in circa 5.000rpm Pressione di esercizio limitata per poter utilizzare il metano direttamente dalla rete senza dover impiegare un apposito compressore
6 CICLO UBOGAS IDEALE 4 p 4 p id c c Q Q Q Q Q η 4 p p p p β τ ε k k k k β (β) p p ε 4 id β η ) ( c ) ( c W W W p 4 p c t u
7 CICLO REALE URBOGAS ' ' cr c c h h h h W W η E inoltre possibile considerare anche le perdite di pressione che si hanno in camera di combustione e in uscita dalla turbina 4 4' 4 4' t tr t h h h h W W η
8 RIGENERAZIONE DEL CICLO URBOGAS R = [cp45 (4-5)]/[cp4 (4 - )] ) ( c ) ( cp R 4 p R = 0,6 0, id,r Q Q η e R
9 FOGLIO EXCEL CICLO.G. I dati di input di tale foglio sono: La temperatura di ingresso al compressore Il rapporto di compressione La temperatura di ingresso turbina La potenza termica richiesta Per la parte riguardante il ciclo ideale. Per la parte riguardante il ciclo reale si sono aggiunte delle stime dei rendimenti dei turbina, compressore e le perdite di pressione nella c.c e nello scambiatore di calore. In uscita si sono ottenuti i rendimenti del ciclo ideale; reale semplice, totalmente rigenerato, parzialmente rigenerato e del recupero di energia termica
10 FOGLIO EXCEL CICLO.G. Da una prima analisi dei risultati è emersa la ridotta portata d aria necessaria ad ottenere la voluta potenza termica e la non convenienza di attuare una rigenerazione, in quanto i miglioramenti a livello del ciclo turbogas si sono rilevati molto più piccoli rispetto le perdite di efficienza termica.
11 URBINE A GAS URBINE A GAS ASSIALI RADIALI AZIONE REAZIONE enendo conto delle nostre esigenze ( n di giri, portata ridotta), si è scelto di adottare una turbina assiale ad azione semplice, perché:
12 URBINA AD AZIONE In tale tipo di turbina la conversione di energia di pressione del fluido avviene unicamente nei condotti statorici, quelli rotorici catturano l energia cinetica del fluido e la convertono in lavoro. La mancanza di differenze di pressione tra monte e valle della girante rende i giochi più ampi a vantaggio della semplicità costruttiva A parità di salto entalpico tale tipologia permette di lavorare a regimi di rotazione più bassi e non meno importante, di immettere il fluido di lavoro anche su un arco limitato di circonferenza. I rendimenti di tale macchina sono però inferiori rispetto quelli delle altre due e decadono molto se si passa da macchine mono a macchine pluristadio
13 URBINA AD AZIONE Caso ideale: sviluppo della equazione di Eulero con proporzionamento normale L u cu u cu u (cu cu) u (c cosα c cosα) Condizione di rendimento ottimo c u cosα
14 URBINA AZIONE Nel caso reale si avranno delle perdite sia nello statore che nel diffusore c w cis w is φ =coefficiente di perdita nei palettamenti fissi Ψ =coefficiente di perdita nei palettamenti mobili ali coefficienti sono graficati in funzione dell inverso del rapporto di espansione e della deviazione della vena fluida I triangoli di velocità cambiano ma non la condizione di massimo lavoro
15 RISULAO Scelto anche il tipo di turbina e visto il suo funzionamento si è creato un altro foglio excel per il suo studio L analisi dei due fogli elettronici ha permesso di poter delineare le caratteristiche funzionali dell impianto e le dimensioni della turbina tenendo conto delle condizioni che ci siamo imposti in partenza. E stata necessaria una limitazione del lavoro specifico della turbina per non dover ricorrere ad una soluzione bi-stadio o ad un diametro troppo elevato
16 CICLO IDEALE CICLO REALE =5 C β=,5 =50,4 C =750 C 4 =68 C L =480,6 J/kg L C =5568,8 J/kg L U =769,8 J/kg η=0,9% η =79% η C =70% Δp/p=%c.c. Δp/p=5%s.c. =65,6 C 4 =667,0 C L r =805,0 J/kg L Cr =508,5 J/kg L Ur =8,5 J/kg η r =4,7%
17 PORAA ARIA,CONSUMO COMBUSIBILE Il calcolo della portata d aria necessaria è stato eseguito supponendo di riuscire a raffreddare i gas in uscita dalla turbina fino a 50 C m 4 P ' th outs. c p 0,094 kg /s (P th = kw) P m = 58 W P comb. ( P Hi comb. m CH 4 ') m c p 0,0007 kg / s.kw η th =90,% η ot =94,9%
18 CARAERISICHE GIRANE URBINA Numero di palettamenti = 6 R e = 60 R i = 50 R m =55 h= 0 s= Inconel 00
19 COMPRESSORI I turbocompressori possono essere assiali o centrifughi. I compressori assiali hanno rendimento maggiore rispetto quelli centrifughi e a parità di ingombro radiale permettono di elaborare portate maggiori, ma necessitano di un maggior numero di stadi per ottenere lo stesso rapporto di compressione rispetto un compressore centrifugo. Per le caratteristiche dell applicazione la scelta ricade su un compressore centrifugo a pale radiali.
20 COMPRESSORE CENRIFUGO Equazione di Eulero per compressore radiale L c =h 0 -h 0 =u c u - u c u = u c u =u Caso reale si ha una deviazione della vena rispetto il caso ideale Slip-factor μ c c ur u L c = u c ur = u μ Busemann-Stanitz π μ 0,6 z 60 u z= 0+ 0,0 D π n D
21 COMPRESSORE CENRIFUGO A A P PID A PID πr b Z S rsen P ' A P r Z S P b sen ' m CR A Coefficiente di portata φ C u R φ 0,0 0,
22 GIRANE Dati principali girante: z=4 ζ=0,8 R =66 b =,5 b =8,5 S p =5 R e =40 R i =0 Avional 044
23 CARCASSA Carcassa= diffusore+voluta Diffusore:en. cinetica en. pressione Voluta:raccogliere il fluido, terminare trasformazione Dimensionamento da Bocchi, Motori a quattro tempi per ventilatori centrifughi, dato il basso rapporto di compressione
24 COMPLESSIVO
25 CONCLUSIONI Possibilità di realizzazione di un ciclo cogenerativo con microturbina Il basso rendimento del turbogas è recuperato dallo scambiatore di calore e convertito in energia termica. Verifica resistenza girante turbina e compressore a forza centrifuga e albero a vibrazioni flessionali, prove sperimentali per convalidare i risultati Limiti: l utilizzo di componenti commerciali impone un limite ai giri e influisce negativamente sulla geometria delle macchine Sviluppi: la progettazione di un apposito generatore elettrico capace di ruotare a rpm permetterebbe di avere macchine più piccole, meglio dimensionate e con maggiori rendimenti.
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