Relazione di laboratorio: Sistemi energetici e cogenerazione M

Sistemi energetici avanzati ecogenerazione M

Relazione di laboratorio anno accademico 2019/2020

Indice

• Lezione 25/09/2019: Realizzazione di un modello di TG a ciclo Brayton per componenti ed analisi parametrica pag. 1
• Lezione 9/10/2019: Realizzazione di un modello di sistema energetico cogenerativo per utenza termica pag. 7
• Lezione 16/10/2019: Simulazione di un gruppo combinato gas-vapore 1 livello di pressione pag. 12
• Lezione 23/10/2019: Simulazione di un gruppo combinato gas-vapore a due livelli di pressione pag. 19
• Lezione 06/11/2019: Realizzazione di un modello di sistema energetico CHP a ciclo combinato pag. 25
• Lezione 13/11/2019: Simulazione turbina a gas con stadi raffreddati e confronto con ciclo teorico senza raffreddamento pag. 30
• Lezione 20/11/2019: Simulazione di una microturbina a gas pag. 35
• Lezione 27/11/2019: Simulazione turbogas con Inter-Cooler pag. 41

Lezione: 25/09/2019

Realizzazione di un modello di TG a ciclo Brayton per componenti ed analisi parametrica

L’obiettivo della lezione è quello di analizzare un ciclo turbogas semplice operante con gas naturale senza H₂S. I dati di impianto utilizzati sono riassunti di seguito. L’aria in ingresso (elemento 4), aspirata dal compressore (elemento 1), viene prelevata in condizioni ISO ossia = 15° = 1, = 60% = temperatura e pressione umidità relativa e metri sul livello del mare pari a 1.0. Per fissata portata d’aria corrisponde una potenza generata dalla turbina, secondo la relazione: Potenza = ṁ * η. Da tale formula si nota che con questa configurazione d’impianto la potenza netta andrà a coincidere con il lavoro utile.

Per simulare le perdite di carico in aspirazione è stato posto un “Heat Pipe” (elemento 6) tra la sorgente d’aria e il compressore con valore del “dP/P across pipe” pari a 1%. La corrente d’aria entra nel compressore caratterizzato da un “design point overall pressure ratio” pari a 18 e da un rendimento politropico di compressione pari a 90%. Sull’albero del compressore, che ruota a una velocità fissata in funzione della frequenza di rete a 50 Hz = 3000 rpm, è calettata la turbina (elemento 3) il cui rendimento politropico è stato assunto pari a 90%.

In prima approssimazione si assume che anche la turbina abbia un rapporto di espansione pari a quello del compressore, nonostante in un caso reale il primo sarà sicuramente inferiore al secondo poiché saranno presenti perdite di carico. È stato utilizzato questo approccio per studiare la risposta del software riguardo a come esso assegni la priorità in caso di dati in input in conflitto. Sia per il compressore che per la turbina si assegnano rendimenti meccanici all’albero pari a 99%.

Come combustibile (elemento 6) si sceglie gas naturale senza H₂S di cui definiamo lo stato fisico tramite una pressione di fornitura pari a 60 bar e una temperatura pari a quella dell’aria 25°. La portata di gas naturale viene determinata in maniera automatica dal software risolvendo contemporaneamente i bilanci di massa e di energia e considerando fissato il valore della “Turbine Inlet Temperature” pari a 1200°.

La camera di combustione (elemento 2) è stata progettata con un rendimento pari a 99% e per simulare le contropressioni tipiche di questo componente poniamo la caduta di pressione ad un valore di 3%. Infine, collegato alla turbina è presente un generatore elettrico con rendimento pari a 96%. Solitamente i generatori elettrici vengono sovradimensionati rispetto alla potenza nominale dell’impianto, ma per non tenerne conto nella simulazione poniamo il parametro “Design Point Power Factor” pari a 1. In uscita dalla turbina, i gas di scarico vengono convogliati verso un “Heat Sink” (elemento 5), ossia uno scarico in ambiente dei prodotti di combustione. Inoltre, nel funzionamento generale dell’impianto va tenuto conto del funzionamento degli ausiliari di sistema, anche essi perdite carico assunte pari al 1%, caratterizzando così un rendimento di impianto 99%.

Dopo aver inserito tutti i dati di input del sistema, si lancia la simulazione grazie alla quale è possibile estrarre i valori reali di funzionamento del ciclo. Si riporta in seguito lo schema complessivo con i valori reali calcolati dal software. In conclusione, le prestazioni ottenute sono fornite nella seguente tabella:

• Net power: 2384 kW
• Net electric efficiency: 38,95%
• Turbine expansion power: 857,4 kW
• Compression power: 441,6 kW

La potenza elettrica in questo caso coincide con il lavoro specifico in quanto la portata di aria è pari a 1 kg/s, producendo quindi una potenza elettrica di bassa entità. Si può notare che calcolando la differenza tra potenza ottenuta con l’espansione in turbina e quella assorbita dal compressore si ottiene un valore diverso rispetto alla potenza netta a causa di:

• Perdite per la conversione della potenza meccanica all’albero
• Perdite di conversione da potenza meccanica a potenza elettrica
• Perdite aggiuntive a causa degli ausiliari

II Simulazione

La stessa architettura è stata utilizzata per una seconda simulazione utilizzando gli stessi dati di ingresso ad eccezione della portata d’aria che è un dato incognito. Infatti, l’obiettivo è quello di ottenere una potenza elettrica pari a 32 MW individuando di conseguenza la portata d’aria corrispondente. Dunque, per calcolare la portata d’aria si utilizza la seguente formula:

\[ ṁ = \frac{32000}{384} = 83,3\ kg/s \]

Come in precedenza la portata in massa di combustibile è sempre calcolata in automatico dal software e i rendimenti sono rimasti costanti siccome il corpo turbina non ha subito modifiche. È stata estrapolata anche la potenza erogata dal generatore pari a 32973 kW che risulta essere maggiore rispetto a quella netta poiché non tiene conto delle perdite dei vari ausiliari.

Si è proceduto con un’analisi dei principali parametri caratteristici dell’impianto, attraverso la funzione “Multiple.Runs” in cui è stato fatto variare il range di valori analizzati. Il range è limitato in quanto esiste un limite superiore pari a 60, dovuto al fatto che la pressione in ingresso in turbina non può essere superiore alla pressione in ingresso del combustibile. Di seguito si riportano i valori della simulazione:

Andamento rendimento elettrico e potenza netta

[MW] Net Power [%] Net Power 30 20 10 10 5 0 5 10 15 20

Per concludere, è stato graficato l’andamento del rendimento in funzione del lavoro utile calcolato come rapporto tra potenza netta e portata in uscita dal combustore. Percorrendo la curva in senso antiorario, cioè aumentando si possono notare due massimi relativi: uno per il lavoro utile e uno per il rendimento. Per piccoli valori del rapporto di espansione l’impianto peggiora sia dal punto di vista del rendimento che dal punto di vista del lavoro utile, guadagnando però in semplicità impiantistica.

Rendimento - Lavoro utile

[%] Rendimento elettrico 35 30 25 20 15 10 5 0 100 150 200 250 300 350 400 450 Lavoro utile [kJ/kg]

III Simulazione

In questa simulazione è stata diminuita la pressione d’ingresso del gas naturale passando da 60 a 3 bar e si è simulato l’impiego di un nuovo ausiliario d’impianto, il “Fuel Compressor” (elemento 8) operante su un secondo albero di rotazione connesso a un motore elettrico. La pressione di mandata alla camera di combustione viene di conseguenza calcolata dal software tenendo in conto dei vincoli progettuali. Generalmente, il gas naturale deve essere introdotto con una sovrapressione di circa il 40%: 18,79 * 1,4 = 26,3 bar.

Di seguito si riporta il layout d’impianto caratteristico dei parametri scelti, in cui la portata d’aria è fissata sempre a 85 kg/s. Dopo aver lanciato il calcolo notiamo che la potenza estraibile è scesa da 32,6 MW a 31,5 MW, questo calo è dovuto alla presenza del compressore che genera perdite.

Si è inoltre verificato che:

• La potenza elettrica lorda sia pari alla potenza estratta all’albero dalla turbina meno la potenza di compressione meno la potenza dissipata dal generatore: 72119 - 37911 - 1268 = 32940
• La potenza elettrica netta sia pari alla potenza elettrica lorda meno la potenza elettrica spesa dal compressore del gas naturale meno le perdite aggiuntive dovute alla presenza di altri ausiliari (stimate pari all’1% della potenza lorda): 32940 - 1088,6 - 329,4 = 31522

Dove il valore 1088,6 corrisponde al “Fuel Compressor [8]: Aux” ricavato automaticamente dal software.

Lezione: 9/10/2019

Realizzazione di un modello di sistema energetico cogenerativo per utenza termica

Il sistema preso in esame per questa esercitazione è quello impostato nella lezione del 25/09 a cui sono state apportate alcune modifiche. Il sistema in questione è sempre un turbogas a cui viene aggiunto uno scambiatore di calore utilizzante acqua come fluido termovettore, allo scopo di simulare un’utenza termica. I dati di progetto coincidono con quelli usati nelle esercitazioni precedenti a cui vengono aggiunti i parametri caratteristici dello scambiatore di calore (elemento 9).

Lo scambiatore lavora a correnti incrociate con flussi separati ed è posizionato tra la turbina e lo scarico dei fumi caldi. Supponiamo che la temperatura richiesta all’utenza termica (elemento 11) sia caratteristica di un uso civile e quindi fissata a 90° allo stato sottoraffreddato. L’acqua di ritorno dall’utenza (elemento 10) con portata 10 kg/s entra nello scambiatore a 20° e con pressione 2 bar. Inoltre, ogni condotto presenta perdite di carico pari a 2%. Le informazioni sulle pressioni non ancora definite saranno calcolate successivamente dal software in funzione delle perdite di carico imposte allo scambiatore.

L’obiettivo della simulazione è quello di trovare la massima portata affinché venga rispettato il limite di progetto legato alla temperatura di uscita dei fumi dallo scambiatore imposta superiore alla temperatura di condensazione. Al variare della portata in massa sono stati inoltre calcolati i rendimenti termici ed elettrici analizzando caso per caso il regime di funzionamento del gruppo cogenerativo.

Come calcolo di riferimento si riporta lo schema di impianto comprensivo di risultati, nel caso di portata d’acqua pari a 10 kg/s con rispettivi valori di rendimento elettrico e potenza prodotta. Grazie ai dati di progetto fissati, il software è in grado di fornire la potenza legata allo scambio termico “Heat Transfer” specifica dello scambiatore, data dalla relazione:

\[ P = \dot{m} * c_p * \Delta T \]

Analizzando i valori si nota come l’impianto prediliga una produzione elettrica a sfavore di una produzione termica, poiché quest’ultima è circa un decimo di quella elettrica. È importante inoltre notare come la potenza elettrica di quest’impianto sia inferiore rispetto agli impianti non cogenerativi analizzati in precedenza, a causa dell’aggiunta dello scambiatore di calore che determina una contropressione responsabile di una riduzione del salto di pressione estraibile dalla turbina.

Vengono riportati in seguito anche i diagrammi di scambio termico:

• Diagramma di scambio termico con portata 10 kg/s
• Diagramma di scambio termico con portata 50 kg/s

Nel primo caso, che considera la portata in massa 10 kg/s, si nota come la differenza di temperatura tra le correnti in uscita dallo scambiatore sia considerevole. Abbiamo quindi aumentato la portata in massa di acqua entrante per aumentare la potenza termica estratta tra le correnti, senza variare gli altri parametri caratteristici. In questo modo si è ottenuto il secondo grafico in cui si nota una maggiore pendenza della retta riferita ai fumi caldi che permette di ridurre il salto di temperatura tra le correnti in uscita dallo scambiatore.

L’efficienza dello scambiatore può essere valutata dal parametro tramite la formula seguente:

\[ \text{Efficienza} = \frac{\dot{m}_{\text{out}} - \dot{m}_{\text{in}}}{\dot{m}_{\text{max}} - \dot{m}_{\text{in}}} \approx 6% \]

Poiché il valore iniziale di portata d’acqua del circuito di recupero è ridotto, la temperatura dei fumi si mantiene elevata passando solamente da 517,3° a 487,7°, definendo un’esigua efficienza di scambio termico pari al 6%. Utilizziamo ora la funzione “Multiple Run” del software per determinare il massimo valore di portata accettabile (≥ 100°) affinché il limite sulla temperatura di uscita dei fumi sia rispettato. La tabella che segue è stata ottenuta partendo dalla portata di progetto e imponendo un incremento di portata pari a 10 kg/s, trovando così il valore dei principali parametri corrispondenti a 15 iterazioni del software. A un aumento di portata crescente è associato un valore decrescente di temperatura dei fumi in uscita dallo scambiatore, raggiungendo così il limite di progetto per una portata pari a 130 kg/s a cui corrisponde il massimo di produttività termica.