Sistemi Energetici - SECicloGas04

Regolazione ciclo gas

Turbine a gas industriali

Le turbine a gas industriali sono costituite da 3-6 stadi di cui il primo ad azione molto caricato con flusso nella sezione di gola ancora sonico (M_{1 stadio} = 1) al fine di raffreddare il flusso di gas all’ingresso del 1° rotore. Hanno un rapporto di espansione pari a 18-20 e mantengono una velocità angolare fissata a causa dell’accoppiamento diretto con le correnti elettriche. La curva caratteristica dell’espansore non è quindi molto schiacciata tuttavia il punto di progettazione è prossimo alle condizioni di blocco sonico poiché il 1° stadio ha M_gola ≈ 1 → ṁ_AD = cost.

Turbina a gas aeronautica

La velocità angolare non è fissata ma può variare. ⟶ ṁ_AD ≠ cost.

Regolazione ciclo gas

Turbine a gas industriali

Sono costituite da 3-6 stadi, di cui il primo è ad ugello molto caricato con flusso nella sezione di ugello ancora sonico (M_stadio=1) al fine di raffreddare il flusso di gas all'ingresso del 1° rotore. Hanno un rapporto di espansione pari a 18-20 e ruotano a velocità angolare fissa a causa dell'accoppiamento diretto con le correnti elettriche. La curva caratteristica dell'espansore non è quindi molto schiacciata tuttavia il punto di progetto che è prossimo alle condizioni di blocco sonico porrà il 1° stadio in N_{golo ≒1}h_ad = cost.

Turbina a gas aeronautica

La velocità angolare non è fissa ma può variare. h_ad ≠ cost.

Accoppiamento compressore

Una volta che sono note le caratteristiche geometriche del compressore e della turbina (sono quindi note le curve caratteristiche), il punto di funzionamento viene dall’equilibrio fluidodinamico tra compressore e turbina (intersezione delle curve caratteristiche).

Turbina monoalbero

Velocità angolari costante. Le 2 curve caratteristiche sono:

• ṁ^c_AD = ṁ^A √(R_AT₁) / (p₂ D_c²) ≠ ṁ^T_AD = ħ^F √(R_F T_TIT) / (p^T₃ D²_T)
• Possono scrivere ṁ^T_AD = f(ṁ^c_AD), quindi ṁ^c_AD = p_IN^C D_c¹ / (R_cuT_IN) (1 + 1/α) √(R_FT_TIT)p^C_IN β_c (1 - (Δp / p)_conn) D²_T = cost
• dove β_c = p^C_OUT / p^C_IN ≠ β_T = p^TG_3N / p^TU_QUIT

Basso numero di stato perché β_c ≤ 0. La relazione ħ^F = (1 + 1/α) (√(ṁ^C_mad p_IN^cD_c²)) / √(R_AT_IN)p^TV_IN = p^C_OUT [1 - (Δp / p)_conn] = β_cp_IN^C [1 - (Δp / p)_conn].

Quindi h_adc = cost.

TIT = cost (α = cost), (Δp/p) = cost, sono RETTE nel PIANO DEL COMPRESSORE β_c = cost. Stallo. Punto di funzionamento a TIT fissa dato dall'intersezione delle curve. Blocco sonico. TIT elevata, TIT bassa, TIT cala.

Regolazione del carico delle turbine a gas

Per regolare la potenza elettrica generata, ci sono 2 strategie:

1. Regolazione della TIT.
2. VIGV: Variable Inlet Guide Vanes.

Regolazione TIT

Con velocità angolare costante e geometria del compressore costante:

• Ridurre TIT aumentando la quantità d'aria da iniettare, diminuendo h_ic
• Curva del compressore: Non varia
• Curva della turbina (in piano connesso): Diminuisce il rapporto di espansione
• Punti adimensionale rimane circa costante. Ma in verità aumenta leggermente. SIA η CHE Π DIMINUISCONO!

Variable Inlet Guide Vanes

Le turbine industriali, montane che funzionano a velocità angolare costante, hanno le Variable Inlet Guide Vanes nei primi 2-3 stadi del compressore ad angolo variabile. Cosa fanno? Chiudendosi portano la velocità assoluta verso il basso, diminuendo l'angolo di incidenza della velocità relativa allontanano il pericolo di stallo. Se i primi stadi che stallano sono gli ultimi, perché le VIGV sono sui primi stadi?

Riducendo l'incidenza sui primi stadi, le pale calano. Pvivo è meno denso negli ultimi stadi. La riduzione della componente assiale di velocità assoluta è minore! Quindi alle basse portate di aria aspirata è possibile chiudere VIGV, comprimere meno, evitare lo stallo. Inoltre, la chiusura delle VIGV cambia la geometria del compressore e di conseguenza la curva caratteristica.

Riassumendo, per mantenere TIT = cost con α = cost regolo β_c e regolo H_main con le VIGV. β_c cala, TIT = cost, TOT sale: pericolo sovriscosaldamento degli ultimi stadi non raffreddati.

Conclusioni

Idealmente, TIT = ωt Regola hic e hia (VIGV), quindi riduco β :- TOT SALE Nel cielo (TOT SALE), ma è meno monotono rispetto alle TIT e = et - ec = costante perché dipende principalmente dalla TIT. (V_0pr - V_0con)_SALE se TIT Reale. TOT = cωt salvaguardo gli ultimi stadi. hob è possibile/facile misurare la TIT con una termocoppia. Rendimento decresce rapidamente perché TIT è CALATA!

Correzioni prestazioni turbina gas

Le turbine a gas, avendo a combustione interna, risentono prontamente delle variazioni delle condizioni ambientali. (p₀, T₀, ψ) In generale una riduzione della densità dell’aria aspirata al compressore causa una riduzione della portata e quindi una minore potenza generata (W = ε · m · i_ca). Quindi le prestazioni della turbina a gas sono per legge misurate a condizioni normate:

• ψ₁₀₀ = 60%
• p₀¹⁰⁰ = 1 ath (0 m.s.l.m.)
• T₀¹⁰⁰ = 15°C
• Δp_FILTRO = 10 mbar
• Δp_SILENZIATORE = 15 mbar

Consideriamo l’effetto di:

• Variazione della pressione ambiente
• Variazioni della temperatura ambiente sui parametri operativi: β, π_TOT, ε, η, P_el di turbine a gas industriali.

U PIENO CARICO: VIGV compl aperture, TIT massima consentite dai materiali. Per mantenere TIT = TIT_max.

Effetto della variazione della pressione ambiente

L’equazione delle turbine nel caso del compressore: m_ADc = cost TOT₁₀₀ ]β_F = β_C [1 - (Δp/p)_com] e CALA.