CAPITOLO 8 IMPIANTI A CICLO COMBINATO 8.1. Introduzione Nel capitolo precedente si è visto come i fumi all uscita di un impianto turboas siano caratterizzati da valori della temperatura piuttosto elevati, valori che possono raiunere i 550-600 C. Essi quindi posseono un contenuto eneretico rilevante che, se scaricati in atmosfera, verrebbe completamente perso. I cicli combinati nascono allora dall idea di recuperare il calore contenuto nei fumi scaricati dalle turbine a as per convertirlo, attraverso un opportuno ciclo termodinamico, in ulteriore potenza elettrica. Il ciclo combinato accoppia una turbina a as ad un ciclo a vapore d acqua (fiura 8.1): il calore entrante in quest ultimo si ottiene dal recupero termico effettuato sui as combusti scaricati dalla turbina a as. Si distinue così il ruolo del ciclo toppin a as, che opera alle temperature più elevate, da quello del ciclo bottomin a vapore, che utilizza il calore scaricato ad un livello inferiore dal punto di vista termodinamico. La potenza prodotta dalla turbina a vapore va a sommarsi a quella prodotta dal Turboas, senza alcun aumento di consumo di combustibile. E quindi evidente che il ciclo combinato as/vapore presenterà prestazioni miliori rispetto al ciclo Joule-Brayton semplice, per quanto riuarda il rendimento. Attualmente, razie ali elevati rendimenti raiunti dai ruppi turboas, la tecnoloia del ciclo combinato rappresenta la miliore tecnoloia disponibile per la produzione di eneria elettrica da as naturale. Neli ultimi anni il suo impieo è cresciuto enormemente a scapito delle centrali a vapore, rivoluzionando il settore termoelettrico. Fiura 8.1: schema di un ciclo combinato. 8.2. Struttura del ciclo combinato Come si è detto, il ciclo combinato si compone di un ciclo toppin a as a cui seue un ciclo bottomin a vapore. Trattandosi di cicli percorsi da fluidi di lavoro diversi (as nel ciclo a as e 8.1
acqua/vapore nel ciclo Rankine), a riori non sarebbe possibile tracciarli insieme in un unico diaramma. Ciò nonostante, in fiura 8.2 è riportata la traccia delle trasformazioni che i diversi fluidi subiscono nei rispettivi cicli di lavoro. Nel ciclo a as, l aria aspirata dall ambiente viene compressa fino al livello di pressione p 2, entra quindi in camera di combustione, dove viene introdotta una portata di combustibile tale da portare i prodotti della combustione fino alla temperatura T 3. I fumi espandono quindi in turbina, per poi entrare nella caldaia a recupero, detta anche Generatore di Vapore a Recupero (GVR) o, in inlese, Heat Recovery Steam Generator (HRSG). La presenza della caldaia a recupero a valle della turbina, fa sì che la pressione allo scarico di quest ultima risulti in enerale superiore rispetto alla pressione atmosferica. Questa differenza è causata dalle perdite di carico che i fumi subiscono nell attraversare la caldaia a recupero; tali perdite, riducendo il salto di pressione in turbina, si ripercuotono neativamente sul lavoro fornito dalla turbina stessa. Nella caldaia a recupero i fumi si raffreddano cedendo calore all acqua/vapore circolante nell impianto bottomin, per poi venire scaricati in atmosfera a temperature dell ordine dei 100-130 C. Per quanto riuarda il ciclo a vapore, l acqua, proveniente dal condensatore viene pressurizzata attraverso la pompa ed entra nel GVR in controcorrente rispetto ai fumi, da cui riceve calore. Il vapore prodotto entra quindi in una turbina a vapore dove produce potenza all albero. Il vapore umido in uscita dalla turbina viene infine condensato nel condensatore. Per quanto riuarda il deasatore, come verrà chiarito nel seuito, ad esso non è più richiesta alcuna funzione rienerativa, ma l unico compito che deve assolvere è proprio quello di deasare l acqua di alimento alla caldaia. La quantità di vapore che lo alimenta è quindi minima, non viene più spillata in turbina, ma prelevata direttamente dal corpo cilindrico superiore nel GVR. Il deasatore risulta quindi parte interante della caldaia. Fiura 8.2: Trasformazioni realizzate in un ciclo combinato. 8.3. La caldaia a recupero Il componente più caratteristico dell impianto schematizzato in fiura 8.1 è la caldaia a recupero, sede del trasferimento di calore fra i as in uscita dalla turbina e il fluido (acqua) che percorre il ciclo bottomin. Nella confiurazione più semplice (i.e. ad 1 livello di pressione), lo scambio termico è suddiviso in tre fasi: 8.2
1) il riscaldamento dell acqua liquida proveniente dalla pompa di alimento; 2) l evaporazione dell acqua con enerazione di vapore saturo; 3) il surriscaldamento del vapore. Onuna di queste fasi avviene in banchi di tubi fisicamente separati fra loro che prendono il nome rispettivamente di economizzatore, evaporatore e surriscaldatore, come mostrato in fiura 8.3. La caldaia a recupero è sostanzialmente diversa da un eneratore di vapore convenzionale; ciò è da imputare alle temperature nettamente inferiori che si hanno nel GVR. La temperatura dei fumi all uscita della turbina a as è infatti dell ordine dei 550 600 C, contro li oltre 2000 C che caratterizzano i prodotti della combustione nei eneratori di vapore. Ciò implica che lo scambio termico nel GVR avvena per convezione, mentre nel eneratore di vapore classico avveniva, almeno nella parte iniziale, prevalentemente per irraiamento. La disposizione dei banchi di scambio termico sarà allora dettata unicamente da considerazioni riuardanti l ottimizzazione dello scambio termico tra i due fluidi, senza preoccuparsi delle pericolose sovra-temperature dei fasci tubieri tipiche delle caldaie a fuoco. Viene quindi sempre adottata la confiurazione in controcorrente, disponendo direttamente il surriscaldatore a contatto con i as a temperatura più alta. Nei banchi evaporativi venono adottati semplici fasci tubieri, anziché pareti membranate. In tutti i banchi di scambio venono sempre impieati tubi alettati per due motivi: 1) le piccole differenze di temperatura tra i due fluidi nei banchi di scambio; 2) i piccoli valori del coefficiente di scambio termico convettivo sul lato dei as combusti. La caldaia può poi avere disposizione orizzontale o verticale. Quest ultima è caratterizzata da una minore occupazione al suolo ma pone maiori problemi strutturali, di accessibilità e di montaio. Non vi è alcuna differenza di carattere funzionale. La fiura 8.4 riporta il diaramma di scambio termico fra as combusti e acqua nel piano T-Q, da cui si osserva la disposizione in controcorrente delle diverse sezioni: i fumi caldi provenienti dal Turboas incontrano quindi dapprima i banchi del surriscaldatore, quindi l evaporatore ed infine l economizzatore. Tale disposizione consente di spinere al massimo il surriscaldamento del vapore, a beneficio del rendimento del ciclo, e di ridurre la temperatura dei as scaricati al camino per preriscaldare l acqua nell economizzatore. Quest ultima opportunità consente di sfruttare al melio il contenuto termico dei as combusti, eliminando l impieo di spillamenti rienerativi che, come noto, sono sempre presenti nei cicli a vapore. La rienerazione avrebbe infatti come effetto quello di presentare, in inresso al GVR, dell acqua più calda, il che comporterebbe a sua volta lo scarico dei fumi al camino ad una temperatura maiore. La quota di potenza termica recuperata diminuirebbe, così come la potenza prodotta dalla turbina a vapore, a causa della diminuzione di portata conseuente ali spillamenti, riduzione non compensata da un minor consumo di combustibile. Tutto ciò si tradurrebbe in un calo dell efficienza del ciclo. Fiura 8.3: le sezioni della caldaia a recupero. 8.3
Fiura 8.4: diaramma dello scambio termico nella caldaia a recupero. La potenza termica scambiata tra i due fluidi nelle diverse sezioni della caldaia, assunto che non ci siano perdite di carico né di calore verso l esterno, può essere facilmente calcolata imponendo che la potenza termica ceduta dai fumi vena interamente ricevuta dall acqua/vapore. Con riferimento alla fiura 8.2, detto 7 il punto corrispondente all uscita dei fumi al camino, 6 quello corrispondente, sempre lato fumi, all uscita dall evaporatore/inresso economizzatore, 5 l uscita dal surriscaldatore/inresso evaporatore, si ricava: P eco = ( ma ) C p, ( T6 T7 ) = mv ( hc hb ) (8.1) P eva = ( ma ) C p, ( T5 T6 ) = mv ( hd hc ) (8.2) P sh = ( ma ) C p, ( T4 T5 ) = mv ( he hd ) (8.3) In riferimento alla fiura 8.4 si evidenziano tre differenze di temperatura particolarmente sinificative: T al pinch-point ( T pp ): minima differenza di temperatura tra i as e il vapore all uscita dell evaporatore (7 15 C); T all approach-point ( T ap ): minima differenza di temperatura fra as e vapore nella fase di surriscaldamento ( > 35 C); T di sub-coolin ( T sc ): differenza fra la temperatura di evaporazione e quella dell acqua uscente dall economizzatore (tipicamente intorno ai 5 C). I primi due dipendono dal proetto termico della caldaia mentre il T di sub-coolin è necessario al fine di evitare il rischio che l evaporazione abbia inizio nei tubi dell economizzatore, causando perturbazioni nel valore della portata. Con riferimento alla fiura 8.2, il T al pinch-point risulta pari alla differenza di temperatura tra il punto 6 sul percorso dei fumi e il punto c sul lato acqua/vapore ( T pp = T 6 - T c ), mentre il T all approach point corrisponde alla differenza tra la temperatura dei fumi allo scarico del turboas e quella del vapore surriscaldato in inresso alla turbina a vapore ( T ap = T 4 T b ). Tutti i T menzionati influenzano le prestazioni del ciclo a vapore, in particolare: - l aumento di T sc causa la diminuzione del calore sottratto dai as nell economizzatore; - l aumento di T ap causa la diminuzione della temperatura massima del ciclo a vapore e del relativo rendimento; 8.4
- l aumento di T pp, a pari pressione di evaporazione, riduce il recupero termico dai as, che venono scaricati ad una temperatura superiore, e di conseuenza la portata di vapore prodotta: ciò si deduce facilmente dalla relazione seuente, che può essere facilmente ricavata dal bilancio eneretico relativo alle sezioni di evaporazione (8.2) e surriscaldamento (8.3): ( ma ) Cp, ( T4 T6 ) ( ma ) Cp, ( T4 ( Tev + Tpp )) mv = = (8.4) ( he hc ) hev + hsur essendo T ev la temperatura di evaporazione. Valutando quantitativamente le conseuenze dell aumento dei T citati in termini di variazione della potenza sviluppata dal ciclo a recupero, si scopre che li effetti più consistenti sono leati al T al pinch-point. La scelta di quest ultimo risulta dunque particolarmente importante per il rendimento del ciclo a vapore. La determinazione del T pp ottimo deriva da un compromesso a livello tecnico-economico: da un lato, al fine di perseuire le miliori prestazioni eneretiche, è opportuno ridurre il più possibile il T pp (per aumentare la portata di vapore prodotta e quindi la potenza elettrica della turbina a vapore), dall altro è raionevole adottare T pp non troppo piccoli, per evitare il cospicuo incremento dei costi che deriverebbe dall adozione di superfici di scambio sempre più randi (si ricorda che da T pp, uno dei T terminali dell evaporatore, dipende il valore di U A della caldaia). Un buon compromesso fra esienze termodinamiche ed economiche conduce a valori di T pp pari a 7-10 C. 8.4. Assetti del ciclo a recupero Per miliorare il rendimento dei cicli combinati, i cicli a vapore sono oranizzati su più livelli di pressione, come mostrato ad esempio in fiura 8.5. Con tali confiurazioni si produce vapore ad alta pressione dove i as sono più caldi e, man mano che si raffreddano, si riduce la qualità termodinamica del vapore prodotto, e cioè la sua pressione. Si limitano così le perdite termodinamiche dovute alle differenze di temperatura in corrispondenza delle quali avviene lo scambio termico. Un ulteriore vantaio dei cicli multilivello è che si riesce a ridurre la temperatura dei fumi al camino fino a valori dell ordine dei 100 C, consentendo di minimizzare le perdite di eneria termica dissipata allo scarico. Sempre nell ottica di recuperare la maior parte possibile di calore dai fumi nel modo più efficiente possibile, e cioè cercando di avvicinare tra loro la linea di raffreddamento dei fumi a quella di produzione del vapore in un ipotetico pianto T-Q, è loico prevedere anche la presenza di un risurriscaldamento (RH) che, analoamente al caso dei cicli a vapore tradizionali, miliora il rendimento del ciclo, in quanto fa salire la temperatura media alla quale viene introdotto calore nel ciclo, e riduce la frazione di liquido contenuta nel vapore all uscita della turbina. Dato che il risurriscaldatore comporta un costo addizionale non trascurabile, il suo impieo è per lo più diffuso in impianti di rande potenza. Per quanto riuarda i possibili assetti del ciclo a recupero, le confiurazioni più efficienti e più diffuse nella pratica sono due: a 2 livelli di pressione senza RH (fiura 8.5); a 3 livelli di pressione con RH (fiura 8.7). Nel ciclo a 2 livelli senza RH, all uscita del deasatore due pompe di alimento portano l acqua alle due pressioni desiderate. Seuono due economizzatori di bassa temperatura che possono essere posti in parallelo, come in fiura 8.5, o in serie. Dopo l evaporatore di bassa pressione (ev LP) è posto l economizzatore di alta pressione (HP) seuito dal surriscaldatore di bassa pressione (SH LP). Vi è quindi l evaporatore di alta pressione (ev HP) con il rispettivo surriscaldatore (SH HP). La fiura 8.6 riporta il classico diaramma T Q relativo alla caldaia a recupero. 8.5
Questo schema è di larhissima diffusione razie alle buone prestazioni termodinamiche associate alla semplicità impiantistica. Fiura 8.5: ciclo a due livelli di pressione senza RH. Fiura 8.6: diaramma dello scambio termico del ciclo a due livelli senza RH. Nel ciclo a 3 livelli con RH (fiura 8.7) si raddoppia la sezione indicata con LP e si aiune quella denominata IP, cioè di media pressione. Si introduce, inoltre, il banco RH, alla stessa pressione IP: il vapore in uscita dalla turbina di alta pressione (HP) viene miscelato con quello enerato nella sezione di media pressione (IP) e surriscaldato fino alla massima temperatura consentita dai as di scarico, prima di tornare alla turbina. Questa soluzione rappresenta l opzione di punta dei cicli combinati ed è la più adatta per la produzione elettrica di base. La fiura 8.8 riporta il diaramma di scambio termico relativo alla soluzione a 3 livelli con reheat. E evidente come la linea di riscaldo dell acqua/vapore, razie all utilizzo dei tre livelli di pressione, risulti più vicina alla linea di raffreddamento dei fumi, a tutto vantaio dell efficienza dello scambio termico. Le perdite di rendimento del ciclo combinato leate allo scambio termico 8.6
infatti sono proporzionali indicativamente all area racchiusa tra le due linee, di riscaldo dell acqua e di raffreddamento dei fumi. Fiura 8.7: ciclo a tre livelli di pressione con RH. Fiura 8.8: diaramma dello scambio termico del ciclo a tre livelli con RH. La determinazione dei vari livelli di pressione deriva dalla soluzione, per via numerica, di un problema di minimo in cui la funzione obiettivo è rappresentata dalle irreversibilità leate allo scambio termico. Un ulteriore parametro che influenza le prestazioni del ciclo combinato è il rapporto di compressione del ciclo a as. Al crescere del rapporto di compressione infatti, a parità di massima temperatura del ciclo, diminuisce la temperatura dei fumi in uscita dalla turbina, ed il calore in essi contenuto. Il ciclo a vapore sottostante ne risulterà svantaiato, in quanto riceverà in inresso 8.7
calore a temperature inferiori. Questo spiea come, nelle centrali a ciclo combinato di rande talia, la scelta della tipoloia di turbina a as cada su macchine heavy-duty, che presentano rapporti di compressione inferiori rispetto alle aeroderivative. Va infatti notato come il calo di rendimento del Turboas derivante dal basso rapporto di compressione sia ampiamente compensato dalla maior produzione di vapore e dal conseuente milior rendimento del ciclo a vapore a recupero, risultandone un effetto benefico sul rendimento complessivo del ciclo combinato. Il rendimento η cc di un ciclo combinato, calcolato come rapporto fra la potenza elettrica totale (prodotta dal turboas e dalla turbina a vapore) e la potenza termica fornita dal combustibile, è sempre superiore al 50%. Esso può essere così calcolato: Pel TG Pel, TV η cc = (8.5) m PCI, + c Neli impianti di rande talia, con macchine moderne, si raiunono rendimenti netti del 58%; la solia del 60%, impensabile con qualsiasi altro processo termodinamico, è alla portata dei cicli combinati dei prossimi anni. Il rendimento del ciclo combinato può, con semplici passai, essere espresso in funzione del rendimento dei sinoli cicli (η TG e η TV ), a patto di introdurre un efficienza di recupero η R così definita: Q1, TV η R = (8.6) Q 2, TG Dall espressione del rendimento del ciclo combinato si ricava: Q1, TV ηcc = ηtg + ηtv = η TG + η TV ( 1 η TG ) η R Q 1, TG E quindi evidente che, anche se il rendimento del ciclo a as non è elevato (come conseuenza di un basso rapporto di compressione), se la fase di recupero e il ciclo a vapore sottostante hanno un buon rendimento, il ciclo combinato risulterà efficiente. (8.7) 8.5. Cicli combinati con post-combustione Nei cicli combinati esiste la possibilità di effettuare una post-combustione dei as di scarico del turboas, all inresso della caldaia a recupero, mediante bruciatori collocati a monte della sezione di scambio termico della caldaia (fiura 8.9). Ciò è possibile razie all elevato contenuto di ossieno presente nei as di scarico (12-16%), proprietà derivante dall ampio eccesso d aria con cui si realizza la combustione nelle turbine a as. Il ciclo combinato con post-combustione viene chiamato fired in contrapposizione con quello unfired di cui si è parlato in precedenza. Le conseuenze della post-combustione sullo scambio termico as-vapore sono deducibili dalla fiura 8.10, in cui è riportato il diaramma di scambio termico, con la potenza termica scambiata in termini percentuali. La linea di raffreddamento dei as di scarico dal turboas ruota attorno al pinch-point, in conseuenza della variazione della capacità termica dei fumi. La pendenza della curva di raffreddamento è infatti data dal prodotto tra la portata di fumi, che aumenta leermente in conseuenza dell iniezione di combustibile nel post-bruciatore, e il calore specifico a pressione costante dei fumi stessi, che aumenta per la maior temperatura dei fumi. Di conseuenza si abbassa la temperatura allo scarico del GVR, nonostante i as in inresso siano più caldi. Si produce quindi una maiore quantità di vapore. L effetto utile della post-combustione si traduce nell incremento di potenza elettrica prodotta dalla turbina a vapore, a fronte però di un consumo addizionale di combustibile. 8.8
Siccome il rendimento del ciclo fired non supera mai quello del ciclo unfired, non è opportuno utilizzare la post-combustione in impianti per la produzione di eneria elettrica. Tale soluzione è invece adottata nel caso di impianti di coenerazione, in quanto consente di aumentare la produzione di vapore per uso termico e la flessibilità operativa. Fiura 8.9: schema del ciclo con post-combustione. Fiura 8.10: diaramma qualitativo del recupero termico in presenza o meno di postcombustione. Bibliorafia: Macchine Termiche, G. Cornetti, Ed. Il Capitello Torino 8.9