Relazione Thermoflex esame finale

PINCH POINT

• T = 90 °C

10

• T = 20 °C P = 2 bar

9 9

• Design SDC: specificare outlet state

Il ∆T è la minima differenza di temperatura nel grafico T-Q; da questo valore dipende la

PINCH POINT

dimensione dello scambiatore di calore. Le perdite di carico non possono essere trascurate perché

sono causa di perdite energetiche. Per quanto riguarda il design dello scambiatore di calore,

impongo il vincolo sullo stato fisico dell’acqua in uscita.

Obiettivi:

Valutare gli indici di prestazione dell’impianto cogenerativo in diverse condizioni di

Ø produzione di potenza termica (variando la portata d’acqua prodotta: I° caso m = 10

H2O

Kg/s)

Lo schema dell’impianto, realizzato con Termoflex, è il seguente:

Figura 2.1

Questo è il diagramma T-Q plottato su una portata di acqua m = 10 Kg/s:

H2O

Grafico 2.1

In seguito è stata fatta variale m in un intervallo che va da 50 Kg/s a 150 Kg/s e attraverso il tool

H2O

multiple run di Termoflex sono state effettuate 17 simulazioni ripetute. E’ possibile ricavare dei

grafici interessanti a partire dai dati di input e output dell’impianto; di seguito è stato graficato

l’andamento della portata d’acqua calda prodotta rispetto alla temperatura dei fumi in uscita dallo

scambiatore: Grafico 2.2

Abbiamo un vincolo da rispettare, ovvero T 100 °C. Dal grafico 2.2 è evidente che il caso

>

out_HX

migliore è il caso 17, a cui corrisponde una m 130 Kg/s. Per questo valore si può individuare il

≅

H2O

punto di massima produzione termica: Grafico 2.3

Numericamente quel punto corrisponde a circa 38000 kW.

La tabella sottostante riassume alcune caratteristiche del sistema:

Tabella 2.1

Infine, il diagramma dei punti ottenuti, tracciando la linea a PES=0 e PES=PES (ipotesi:

− MAX

'/ $0

p=0,86; = 0,8; = 0,525).

$0. '. Grafico 2.4

Per la portata di massimo recupero termico (m = 130 kg/s) siamo cogenerativi; invece, per

H2O

m = 50 kg/s ci troviamo sotto alla retta a PES=0 perciò non siamo cogenerativi.

H2O

ESERCITAZIONE 3: Simulazione Gruppo combinato gas-vapore

Il gruppo combinato presenta un HRSG (Heat Recovery Steam Generator) formato da 3

scambiatori di calore (Economizzatore, Vaporizzatore, Surriscaldatore), da un gruppo turbogas e

da un gruppo a vapore.

Dati di input:

T (Temperatura di surriscaldamento) °C

≥480

SH -

% / 99%

≥80-90

!1/ (3 &'## (3

p (Pressione di condesazione) bar

≥0.045

k

T (Acqua di raff. al condensatore) 15 °C

H2O inlet (VAP) 10 °C

∆

456%7 4856(

(ECO)

∆ 5 °C

.9:#11/;<- (SH) °C

∆ ≥10-15

=44>8=%7 4856(

∆ mbar

>2

:?<#0; @; .#?&:;1

∆ 10 / 5 mbar

#1<@1$$1 56/8B( (C Tabella 3.1

Obiettivi:

Definizione dell’architettura (CC-1LP) del sistema energetico

Ø Scelta del TG in modo da realizzare una taglia di centrale (P. el. netta) nell’intorno di 60MW

Ø Massimizzare il rendimento di impianto, variando p (pressione del vapore)

Ø v

Verificare che il valore T (temperatura fumi al camino) sia nel range: 90-150 °C

Ø gas outlet

Il coincide con il salto termico fra la temperatura del gas uscente dei banchi

∆

456%7 4856(

evaporatori e la temperatura di vaporizzazione; il è la differenza di temperatura tra la

∆

.9:#11/;<-

temperatura di evaporizzazione e la temperatura all’uscita dell’economizzatore; il

coincide con la differenza di temperatura dei fumi in entrata nell’HRSG e la

∆

=44>8=%7 4856(

temperatura del fluido termovettore in uscita dalla caldaia a recupero. Questi tre parametri

devono necessariamente essere fissati per dimensionare gli scambiatori di calore dell’HRSG e la

superficie di scambio termico, inoltre ci consentono di massimizzare il rendimento. Un altro dato

da fissare è la pressione di condensazione p : in realtà non esiste un valore fisso per tale

k

parametro, infatti va ricercato a seconda dell’architettura dell’HRSG e della TG e dipende dalla

complessità dello scambio termico. Per tracciare lo schema dell’impianto, si è ipotizzato che

4 D

!" $% ; a partire da questo dato abbiamo deciso di prendere l’impianto SGT-800 della

=

4 E

!" &&

SIEMENS come gruppo turbogas, che ci garantisce kWe con un rendimento fino al 50%;

≈45000

inoltre presenta una TET (Temperature exit turbine)> T . E’ una tipologia di turbina media, che ci

SH

ha permesso di valutare un comportamento standard contenendo i costi di investimento

(13,8M$).

Nel ciclo combinato abbiamo inserito anche alcuni componenti ausiliari come il fuel compressor e

il componente di make-up/blowdown, che serve per reintegrare l’acqua persa.

Di seguito lo schema del gruppo combinato (i dati di input e output sono presenti nel layout):

Figura 3.1

Per massimizzare il rendimento si è andato a variare p : come valore di partenza battezziamo un

v

valore di primo tentativo (10 bar), che andremo a riaggiornare attraverso il tool “multiple run”.

Abbiamo fatto variare p tra 10 bar e 100 bar, effettuando 19 simulazioni ripetute.

v

Di seguito sono stati tracciati i grafici della pressione di vapore in funzione di:

• '/ <'$$1

• T gas outlet

• m

VAP ( G(

'() $% *+, -.$

• (efficienza di scambio caldaia a recupero)=

7>FC ( G(

'() $% +/0

4

• 1

(Rendimento del bottomer)=

3 H IH IH

23 145 6&-

Grafico 3.1

Dal grafico 3.1 si evince che (=50.81%) si ha per p = 40 bar. Quindi non ha senso spingermi

v

'/ J=K

troppo in alto con le pressioni. Tale comportamento è perfettamente in linea con l’andamento

della potenza totale P , come si può notare dal grafico 3.2 seguente:

TOT Grafico 3.2

La massima potenza netta P =60315 kW si ha egualmente per p =40 bar.

TOT v

Grafico 3.3

Come si può notare dal grafico 3.3, T è compreso nel range 90-150 °C solo per valori di

gas OUTLET

pressione di vapore compresi tra 10 bar e 40 bar.

Il grafico p -m risulta:

v v Grafico 3.4

Il grafico p - risulta:

v 7>FC Grafico 3.5

Il grafico p risulta:

v- 3 Grafico 3.6

Diagramma di Mollier Grafico 3.7

Dal grafico 3.7 sono evidenti le curve iso-titolo. Si deve cercare di operare sopra curve di valore 0.9

poiché altrimenti la coesistenza di vapore e liquido negli ultimi stadi della turbina a vapore

compromette l’integrità meccanica delle pale del sistema; questa condizione è assicurata per

valori di p = 30 bar ma non per valori di p = 40 bar (grafico 3.8).

v v Grafico 3.8

Diagramma di scambio termico Grafico 3.8

Nel grafico sono indicati i gradi di irreversibilità dello scambio termico. Tali irreversibilità saranno

tanto maggiori quanto le due curve sono distanti tra loro: vorremmo, idealmente, che fossero

molto vicine. Gli scambi termici in presenza di piccoli si comportano con dissipazione termica

∆T

migliore e quindi con minori irreversibilità.

ESERCITAZIONE 4: Simulazione Gruppo combinato gas-vapore 2LP

Obiettivi:

Progettare il sistema energetico per massimizzare il rendimento elettrico

Ø Confrontare le prestazioni con il ciclo 1LP basato sullo stesso TG

Ø

Rispetto al caso 1LP sarà necessario utilizzare:

• Due corpi di turbina a vapore

• Uno splitter, per suddividere il flusso di liquido nei due livelli, e un mixer, per

ricongiungere le due portate di vapore

• Una seconda pompa, di presa del liquido dal primo economizzatore LP, per l’invio di parte

del liquido nel secondo economizzatore HP

I parametri di input relativi ai singoli componenti del sistema sono quelli utilizzati

nell’ESERCITAZIONE 3 (Tabella 3.1)

Di seguito si riporta il layout dell’impianto: Figura 4.1

Ciò che manca da stabilire è la pressione nel I° e II° livello. Si prende come pressione di partenza

(di I° livello), la pressione di vapore ottimizzata nel caso 1 livello di pressione, ottenuta

nell’ESERCITAZIONE 3: p = 40 bar.

v

Fissato questo parametro, inneschiamo un processo iterativo volto a trovare il valore delle

pressioni di vapore ottimali in ingresso alla HPT e LPT.

a

1 Iterazione

p = 40 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 2 bar a 20 bar (19 casi).

v_hp v_lp

Come può notare dal grafico 4.1, si ha il massimo di potenza elettrica al caso 1: p = 2 bar.

v_lp

Grafico 4.1

p = 2 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 20 bar a 160 bar (21 casi)

v_lp v_hp

Come si può notare dal grafico 4.2 si ha il massimo di potenza elettrica al caso 10: p = 82 bar.

v_hp

Grafico 4.2

a

2 Iterazione

p = 82 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 2 bar a 30 bar (15 casi).

v_hp v_lp

Come può notare dal grafico 4.3, si ha il massimo di potenza elettrica al caso 1: p = 4 bar.

v_lp

Grafico 4.3

p = 4 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 20 bar a 160 bar (21 casi)

v_lp v_hp

Come si può notare dal grafico 4.4 si ha il massimo di potenza elettrica al caso 10: p = 92 bar.

v_hp

Tabella 4.4

a

3 Iterazione

p = 92 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 2 bar a 30 bar (15 casi).

v_hp v_lp

Come può notare dal grafico 4.5, si ha il massimo di potenza elettrica al caso 1: p = 4 bar.

v_lp

Grafico 4.5

p = 4 bar. Fissato questo valore faccio variare p da 20 bar a 160 bar (21 casi)

v_lp v_hp

Come si può notare dal grafico 4.6 si ha il massimo di potenza elettrica al caso 10: p = 92 bar

v_hp

Grafico 4.6

Di seguito la tabella riassuntiva delle principali variabili termodinamiche in output dai vari

componenti dell’impianto (i numeri delle sezioni fanno riferimento al layout della Figura 4.1 ):

Tabella 4.1

Confrontiamo inoltre i principali parametri prestazionali nei casi ottimali 1LP e 2LP:

1 livello di pressione 2 livelli di pressione

50.09% 52.23%

'/

Potenza prodotta 60315 kW 62938 kW

T 110.9 °C 98.79 °C

out FUMI

p 40 bar 92 bar

v MAX Tabella 4.2

Diagramma di scambio termico a 2LP Grafico 4.7

Confrontando con il diagramma di scambio termico a 1 livello di pressione (Grafico 3.8):

La pressione massima è maggiore nel caso a due livelli di pressione

§ T è minore nel caso a due livelli di pressione

§ out FUMI

Il calore scambiato nel vaporizzatore e nell’economizzatore del caso a due livelli di

§ pressione &eg