Micro turbine a gas naturale (MTG)

Oltre al poter essere impiegate negli impianti di produzione di grossa taglia, si stanno sempre più diffondendo impianti a turbina a gas per utilizzi di micro cogenerazione.

Di seguito (Fig.34) lo schema impiantistico concettuale.

Figura 34 – Micro turbine a gas naturale

Sullo stesso albero sono calettati un compressore, una turbina ed un alternatore: l’aria in ingresso al compressore, attraversato un filtro e subita quindi una leggera perdita di carico, riceve un incremento di pressione all’interno dello stesso per poi essere introdotta in camera di combustione dove riceve un ulteriore apporto energetico dovuto alla combustione della miscela aria-combustibile che ne incrementa la temperatura. Il fluido attraversa dunque una turbina all’interno della quale viene, di fatto, espanso recuperando l’energia in esso contenuta e trasformandola in energia meccanica. I fumi di scarico, ad una pressione prossima a quella ambiente, sono ancora energeticamente sfruttabili; si trovano infatti a temperature maggiori di 500°C. Sono quindi idonei ad essere utilizzati all’interno di uno scambiatore a recupero per la produzione di vapore, termovettore più pregiato dell’acqua calda.

Il ciclo aperto compiuto dal fluido (Fig.35), compreso tra l’aspirazione del compressore e lo scarico della turbina, è rappresentato dal ciclo di Bryton:

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Figura 35 – Ciclo Bryton

Il ciclo di Bryton ideale, qui rappresentato in un diagramma termodinamico (T,S), temperatura-entropia, è così configurato:

1) Compressione isoentropica (1→2); 2) Combustione isobara (2→3); 3) Espansione isoentropica (3→4);

4) Rilascio del fluido in ambiente, raffreddamento isobaro (4→1);

Come si può notare, il fluido in uscita dalla turbina, si trova nelle stesse condizioni di pressione del fluido in aspirazione: è pertanto alla pressione ambiente. La temperatura alla quale è scaricato, come in precedenza menzionato, è invece notevolmente superiore alla temperatura di aspirazione; il rilascio in ambiente, cosa che avviene in tutti i gruppi turbogas semplici, rappresenta di fatto una ingente perdita energetica.

La possibilità di cogenerare, dunque, si configura come logica conseguenza.

Il ciclo che meglio approssima la realtà, identificato sempre nella precedente figura, è il seguente:

1) Compressione non isoentropica (1→2’): stabilito il rapporto di compressione, dato di targa, la temperatura allo scarico sarà superiore rispetto a quello ideale che si avrebbe nel caso di compressione isoentropica;

2) Combustione non isobara (2’→3’): all’interno della camera di combustione si verificano perdite di carico cui consegue una perdita di pressione. Il punto 3’ si trova, infatti, sulla stessa isoterma del punto 3 ma su una isobara dal valore minore; 3) Espansione non isoentropica (3’→4’): la temperatura a cui verrebbe rilasciato il

fluido in ambiente è superiore alla temperatura che si otterrebbe con un’espansione isoentropica. Recuperando il calore residuo in uno scambiatore a recupero questa perdita è parzialmente compensata, anche se, è comunque diminuita la potenzialità meccanica e di conseguenza elettrica del sistema;

Nel ciclo reale, quindi in presenza di un filtro all’aspirazione, il punto 1 si troverebbe in una diversa posizione a causa delle perdite di carico introdotte dal filtro stesso; inoltre

risulterebbe necessario, per permettere lo scarico dei fumi in uscita dalla turbina, lo scarico ad una pressione leggermente superiore alla pressione atmosferica, soprattutto in presenza di uno scambiatore a recupero che introduce un’ulteriore perdita di carico.

Non è comunque scopo di questa tesi fornire una trattazione completa sulle turbomacchine, così come non lo sarà per i motori a combustione interna.

I sistemi di micro cogenerazione possono anche essere del tipo rigenerativo: un recuperatore di calore aria-aria trasferisce parte dell’energia termica contenuta nei fumi allo scarico della turbina all’aria in ingresso alla camera di combustione; questo accorgimento tecnico permette di diminuire il salto entalpico da effettuarsi all’interno della camera di combustione a tutto vantaggio del rendimento del ciclo.

La presenza di un recuperatore di calore abbassa notevolmente la temperatura dei fumi allo scarico: si riduce pertanto la possibilità di produrre vapore; in questi casi si produce acqua calda fino alla temperatura di 90°C.

Dal punto di vista tecnico, è possibile calettare sullo stesso albero il generatore elettrico, ossia l’alternatore, e la turbina, nonostante questa raggiunga regimi di rotazione dell’ordine dei 100.000 rpm (giri al minuto), ben superiori ai 3000 rpm che normalmente sarebbero richiesti per effettuare il parallelo di rete, ovvero la frequenza di 50Hz. Questo è possibile grazie a sistemi elettronici di power conditioning, in grado di effettuare il controllo della potenza e la

conversione della frequenza alla frequenza di rete, garantendo un’efficienza del processo gestito dall’elettronica di potenza prossima al 93-94%; è per tanto possibile operare a qualsiasi regime di rotazione.

I principali vantaggi dei micro cogeneratori a turbina sono: • Elevata densità di potenza: ingombri ridotti;

• Bassissime emissioni: soprattutto nel caso di turbine a gas naturale; • Possibilità di funzionare con una molteplicità di combustibili: gas naturale,

gasolio, kerosene e propano;

• Possibilità di funzionare ad energie rinnovabili se alimentate per esempio a biogas, prodotto da digestione anaerobica di vegetali.

Un limite dei micro cogeneratori che adottano questa tecnologia di motore primo, è il rendimento elettrico: non essendo particolarmente elevato, circa il 30%, si prestano per l’applicazione in contesti in cui la richiesta termica risulta preponderante rispetto a quella elettrica.

Qualora non fosse così, è preferibile passare a sistemi cogenerativi dotati di motore a combustione interna, in cui il rendimento elettrico è decisamente superiore.

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Nella tabella che segue (Tab.7), sono riportati a titolo del tutto esemplificativo, i dati di targa di alcuni sistemi di cogenerazione, suddivisi in base alla potenza elettrica.

Tipologia di combustibile Potenza elettrica (kW) Rendimento elettrico (%) Portata fumi scarico (kg/s) Temperatura fumi di scarico (°C) Produzione termica netta (MJ/kWh) Combustibili gassosi GN 28 25 0,31 275 13,8 GN, P, LG 30 26 0,31 275 13,8 GN 30 26 0,32 275 13,8 GN, P 65 29 0,49 309 12,4 GN, P, LG, DG 65 29 0,49 309 12,4 GN 65 28 0,51 311 12,9 LG, DG 65 29 0,49 309 12,4 GN 65 29 0,50 325 12,9 GN 190 31 1,3 280 11,6 GN, P, LG, DG 200 33 1,3 280 10,9 GN 200 33 1,3 280 10,9 GN 570 31 4,0 280 11,6 GN, P, LG, DG 600 33 4,0 280 10,9 GN 760 31 5,3 280 11,6 GN, P, LG, DG 800 33 5,3 280 10,9 GN 950 31 6,7 280 11,6 GN, P, LG, DG 1000 33 6,7 280 10,9 Combustibili liquidi D,A,K 29 25 0,31 275 14,4 D,A,K 65 29 0,49 309 12,4 D,A,K 65 29 0,49 309 12,4 D 190 30 1,3 280 10,9

Tabella 7 – Alcuni dati di targa di cogeneratori a turbina (Capstone)

Legenda: § GN: gas naturale; § P: Propano; § LG: gas da discarica; § BG: bio gas; § D: Diesel; § A: combustibile da aviazione § K: kerosene.