In questo capitolo sono state analizzate le configurazioni di assetto delle turbine operanti attualmente nei tre siti indagati, ed è stato valutato l’eventuale numero di stadi necessario per poter trattare il vapore sino ai limiti del dew-point.
5.1. Assetto delle turbine geotermiche operanti nei tre siti indagati
I tre siti indagati nel presente lavoro di tesi, si collocano nel campo della produzione geotermica da 20MW, ed in particolare si vedono applicati rotori Ansaldo di 1° e 2° generazione. Tali macchine motrici hanno delle caratteristiche costruttive standardizzate che permettono di ricoprire un vasto range di operatività variando l’assetto del rotore in funzione delle condizioni di pressione e portata dello specifico vapore in esame, e quindi del salto di pressione da dover smaltire.
Si riporta di seguito i dati di assetto dei rotori operanti nei tre siti forniti dal reparto officine di Enel Green Power:
ROTORI ANSALDO 20 MW 1° GENERAZIONE assetto dell'installato in turbina al 16/02/2018
Centrale n° FILA DI PALE ROTORICHE
stadi 1° (RA) 2° 3° 4° 5° 6° 7° 8° 9° 10°
C.le N. Sasso 7 B B B B B B B
C.le N. Radicondoli 7 B B B B B B B
ROTORI ANSALDO 20 MW 2° GENERAZIONE assetto dell'installato in turbina al 16/02/2018
Centrale n° FILA DI PALE ROTORICHE
stadi 1° (RA) 2° 3° 4° 5° 6° 7° 8° 9° 10°
C.le Nuova
Larderello 7 B B F/S F/S B B B
Legenda: B: materiale base
F/S: freestanding/materiale speciale
Si può osservare che le macchine operanti in tutte e tre le centrali esaminate sono costituite da un numero complessivo di 10 stadi, e che la variazione di assetto per poter operare con lo specifico vapore in ingresso prevede l’asportazione di tre stadi, più precisamente del 2°, 3° e 4° ottenendo così un numero di stadi effettivamente attivi pari a 7.
In particolare, osservando il rotore installato per la centrale di Nuova Larderello, in è presente un vapore non trattato dal processo di lavaggio per l’abbattimento del cloro, si nota un cambio di materiale in corrispondenza del 6° e 7° stadio (che operativamente corrispondono al 3° e 4°),
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per cui è da asèettarsi lì il raggiungimento del dew-point e quindi l’inizio della condensazione del fluido.
Partendo quindi da ciò, e considerando come dati costruttivi di riferimento per i vari stadi quelli che caratterizzano le turbine Ansaldo di II° generazione, è stata ricostruita la curva di espansione del vapore per i tre casi di studio valutando così quale è effettivamente il numero di stadi necessari per portare il vapore in uscita ad una pressione di scarico prossima al punto di condensazione.
5.2. Ricostruzione della curva di espansione
Note le condizioni termodinamiche del vapore in ingresso, e i dati geometrici di ogni stadio resi disponibili dal laboratorio delle officine di Enel Green Power attraverso gli specifici file CAD costruttivi, il procedimento di calcolo seguito è stato il seguente:
Dati noti del vapore in ingresso:
o Portata: 'm [t/h]
o Temperatura: T [°C]
o Pressione: p [Pa]
o Incondensabili yCO2 % Dati costruttivi di ogni stadio:
o Diametro medio: dm. [mm] o Angolo di efflusso: () o Altezza pala: H [mm] o Raggio di gola: r [mm] o Numero passaggi: n° o Parzializzazione 1°St ε
Considerando che tali macchine lavorano per valori di velocità di rotazione pari a 3000 giri/min, si procede con il calcolo della velocità periferica di stadio:
%XYZ X ¿ 300060 (5.1)
Si faccia l’ipotesi di poter effettuare un’espansione nelle condizioni di massimo rendimento, in cui quindi si suppone di avere una velocità assoluta di sbocco del fluido diretta perpendicolarmente all’asse della macchina ((, = 90°), per cui la velocità reale di efflusso dallo statore è legata alla velocità periferica dalla seguente relazione:
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),H %XYZ$( 2
) (5.2)
è allora possibile determinare la velocità di efflusso ideale ipotizzando un coefficiente di perdita per attrito nei condotti φ=0,95 caratteristico dei condotti lavorati:
), φ),H (5.3)
A questo punto è possibile determinare il salto entalpico isoentropico che si riesce a smaltire nello stadio in esame posto nella configurazione di massimo rendimento:
), D E,+ 2 ℎG (5.4)
Viene rappresentato di seguito il triangolo delle velocità che caratterizza la configurazione di stadio considerata, e da questo vengono determinate le restanti velocità relative ƒ) , ƒ,, la velocità di sbocco , dal rotore e gli angoli -), -,:
da cui quindi viene ricavata la velocità relativa di sbocco ƒ),H dal distributore, e l’angolo -):
ƒ),H D ),H, + %XYZ, 2 %XYZ ),H i GÀ¸ (5.5)
),H $ &() ƒ),H $ &-) → -) (5.6)
e dal momento che la macchina in esame è ad azione, e che quindi i condotti sono simmetrici, si ha: ),H %XYZ ),H () -) -, ,,H %XYZ ,,H
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-) -, (5.7)
Per quanto riguarda la velocità relativa di uscita dal palettamento rotorico ƒ,, in condizioni ideali sarebbe uguale in modulo a quella di uscita dal palettamento statorico: per tenere conto però delle perdite di attrito nell’attraversamento del vano palare è stato utilizzato un coefficiente di riduzione di velocità relativa pari a ψ=0,7:
ƒ,,H ψ ƒ),H (5.8)
Per tenere conto delle ulteriori perdite per effetto ventilante ℎ‹, è stata utilizzata la seguente formula di Stodola:
ℎ‹ 1,37 em( {1,46 X, 0,8361 − ε8 XÃ),„| %XYZ ¯
10ž (5.9) dove: α=1,3
em= portata volumetrica ε = grado di parzializzazione
H= altezza delle pale espressa in cm
Per cui, le perdite totali da considerare per valutare l’effettivo salto entalpico smaltito sono:
o Perdite per En. Cinetica nel distributore: i¸,ÄÅ
¬ Ai ¸,Ƭ
,
o Perdita per En. Cinetica nel rotore: Ǹ,Ƭ AÇ, ¬,Ƭ
o Perdite per effetto ventilante: ℎ‹
o Perdite allo sbocco: i,¬¬
Il salto entalpico effettivamente smaltito, e il relativo rendimento di stadio saranno: ℎH/Y È ℎG − ), , − ),H, 2 − ),H , − ,,H, 2 − ℎ‹− , , 2 (5.10) KG2Y = ℎℎH/Y G (5.11)
A questo punto, assumendo che il processo di espansione all’interno del condotto statorico avvenga in condizioni di adiabaticità, considerando che il vapore si comporti
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come un gas ideale e considerando le equazioni del lavoro scritte in forma termodinamica e in forma meccanica:
L c122-c22 h1-h2 g(z1-z2): eq. del lavoro in forma termodinamica (5.10)
L c122-c22 ;11ρ dp
2 g(z1-z2) ; dR 1
2 : eq. del lavoro in forma meccanica (5.11)
p ρk pρ1
1
k con k 1,3 : ρ(p) per trasformazioni adiabatiche (5.12)
Combinando tali equazioni è possibile, noto il salto entalpico a cavallo dello stadio, determinare la pressione di scarico dalla seguente equazione:
ℎ, ℎ) 1 ) )>? , )@ =A) = 1B (5.13)
e, nota l’entalpia del fluido allo sbocco e la pressione del fluido allo sbocco, è possibile determinare le restanti condizioni termodinamiche quali Temperatura e volume specifico.
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6. ANALISI DEI RISULTATI