analisi termodinamica ed ottimizzazione dell¶impianto di
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analisi termodinamica ed ottimizzazione dell¶impianto di
$1$/,6,7(502',1$0,&$('277,0,==$=,21('(//¶,03,$172', 5$))5(''$0(172',81$&(175$/(7(502(/(775,&$ Francesco Asdrubali*, Giorgio Baldinelli* * Università degli Studi di Perugia, Dipartimento di Ingegneria Industriale, Via G. Duranti 67, 06125 Perugia, Tel: +39 0755853716 – Fax: +39 0755853697 – E-mail: [email protected] 6200$5,2 E’ stato condotto uno studio dell’impianto di raffreddamento di una centrale termoelettrica a carbone, di potenza pari a 150 MW. L’analisi si è sviluppata sull’intero sistema: dal circuito del condensatore alle torri evaporative, comprendendo anche la condotta di sollevamento e di adduzione acqua di refrigerazione derivata da un vicino corso d’acqua. Dall’esame statistico dei dati relativi alle temperature in ingresso ed uscita dalle torri lato acqua ed alle portate complessivamente circolanti sul circuito di raffreddamento, si è proceduto ad una correlazione con i corrispondenti valori dei parametri meteoclimatici della zona. La variabilità delle condizioni atmosferiche (temperatura di bulbo umido e umidità relativa) influisce sul funzionamento delle torri ed in particolare sulle perdite percentuali per evaporazione e per trascinamento che sono suscettibili di miglioramento rispetto ai dati di targa in funzione delle effettive condizioni termoigrometriche che nel corso degli anni si riscontrano con maggiore frequenza. Si è poi indicata la possibilità di ottimizzare il circuito idraulico al variare delle condizioni di funzionamento. Il corretto esercizio dell’impianto di raffreddamento presenta infatti un duplice vantaggio: il miglioramento del ciclo di funzionamento della centrale di produzione di energia elettrica ed il risparmio della risorsa idrica. ,1752'8=,21( Lo sfruttamento della risorsa idrica nei sistemi di raffreddamento degli impianti di conversione energetica costituisce uno degli aspetti più rilevanti dal punto di vista dell’ impatto ambientale sul territorio circostante le centrali termoelettriche. I mutamenti climatici degli ultimi decenni, insieme all’ incremento delle attività antropiche, hanno fatto emergere il problema della carenza delle risorse idriche, rendendo quindi di estremo interesse ogni sforzo volto a ridurne il consumo. Con tale obiettivo è stato condotto uno studio dell’ impianto di raffreddamento in una centrale termoelettrica con ciclo a vapore, alimentata a carbone e situata nell’ Italia centrale. Tale impianto è costituito da due gruppi autonomi di potenza pari a 75 MW ciascuno che, coprendo la domanda elettrica di base, hanno un funzionamento continuo ed a pieno carico per tutto l’ arco dell’ anno, fatta eccezione per i periodi in cui sono necessari interventi di manutenzione. L’ analisi si è sviluppata considerando l’ intero sistema di raffreddamento del ciclo, dal condensatore alle torri (fig. 1), fino alle condotte di adduzione dell’ acqua di reintegro che viene prelevata da un piccolo corso d’ acqua nelle vicinanze. La scelta progettuale delle torri evaporative come componente finale dell’ impianto di raffreddamento, pur maggiorando i costi di installazione e di esercizio, permette di svincolare l’ ubicazione della centrale dalla presenza di bacini idrici di capacità consistente, in grado cioè di garantire portate d’ acqua rilevanti. Fig. 1: schema del sistema di raffreddamento. '(6&5,=,21( '(/ 6,67(0$ 5$))5(''$0(172 ', Il circuito di raffreddamento della centrale è costituito da due condensatori separati (uno per ogni gruppo) che smaltiscono il calore proveniente dal ciclo delle turbine a vapore. Il condensatore è composto da un involucro in lamiera di acciaio saldata, con pareti opportunamente rinforzate per resistere alla pressione cui è sottoposto dall’ esterno verso l’ interno; tale involucro è collegato nella parte superiore allo scarico della turbina, dalla quale riceve il vapore che nella parte mediana lambisce un fascio tubero nel quale circola l’ acqua di raffreddamento. L’ acqua, proveniente da un piccolo pozzo artificiale di raccolta a valle delle torri, viene convogliata attraverso un’ unica condotta all’ interno del condensatore, asporta il calore necessario al passaggio di fase del fluido del ciclo termico e fuoriesce da due tubazioni separate, ognuna delle quali è servita da un’ elettropompa di circolazione. Le quattro portate in uscita (due per ogni condensatore) vengono poi riunite in un unico flusso che viene inviato alle cinque coppie di torri (10 celle refrigeranti) e gestito, secondo il numero di torri in funzione, da un sistema di valvole di regolazione. La tipologia di torre installata nell’ impianto in questione è del tipo ad umido; il raffreddamento dell’ acqua di circolazione avviene sfruttando l’ azione combinata dello scambio termico per convezione tra acqua calda ed aria e dell’ evaporazione di una parte dell’ acqua che satura l’ aria ambiente. Per l’ effetto di saturazione dell’ aria, parte della portata d’ acqua calda in ingresso alla torre viene persa, pertanto, per garantire il reintegro, è presente una condotta di sollevamento e di adduzione da un piccolo corso d’ acqua situato nelle vicinanze. $1$/,6,'(,'$7,6725,&, La centrale in esame è in esercizio da quattro decenni, è stato quindi possibile effettuare una ricognizione sui dati storici che la società di gestione ha messo a disposizione, insieme ai dati costruttivi e di targa di ogni singolo componente. Per cercare di descrivere correttamente il funzionamento dell’ impianto, in funzione delle diverse condizioni ambientali cui è sottoposto, sono stati scelti alcuni giorni significativi di riferimento ed in particolare un giorno al mese per tutti i mesi dell’ anno, nei quali l’ impianto ha lavorato a regime senza spegnimenti e riavviamenti. Il primo passo nell’ analisi dell’ impianto è consistito nella valutazione della potenza termica asportata al condensatore. Si considerano il processo e le trasformazioni che avvengono nel ciclo termico ed in particolare nell’ ultimo stadio di turbina e nel condensatore stesso. Conoscendo le caratteristiche del condensato (pressione, temperatura e portata in condizioni di saturazione in uscita), pressione e temperatura del vapore in ingresso turbina e il rendimento di espansione in turbina, si è potuto calcolare il titolo di vapore ; reale in ingresso al condensatore. Il bilancio termico al condensatore si esprime quindi come: • 4 = K ⋅ ρ ⋅ ; ⋅ * (1) Una volta ricavata la quantità di calore da smaltire, è stato possibile effettuare l’ analisi diretta del circuito di raffreddamento. Nella gestione della centrale, e quindi nell’ acquisizione dei dati, vengono monitorate le temperature dell’ acqua di raffreddamento in ingresso e uscita dal condensatore; tutti gli altri dati sono stati dedotti da considerazioni di bilancio energetico. In particolare, valutata l’ efficienza di scambio termico al condensatore (ε = 0.785) [1] è possibile dedurre la portata d’ acqua effettiva inviata alle torri. Tutti i dati, forniti dal gestore, sono stati correlati con i dati meteorologici dei giorni considerati (vedi tab. 1), rilevati da un’ apposita centralina all’ interno dell’ area della centrale, al fine di caratterizzare il funzionamento delle torri nelle varie condizioni atmosferiche ed in particolare di evidenziare le differenze rispetto ai dati di targa. Tab. 1: dati meteorologici di un giorno tipo. ! " " ! ' ( ) *+ & . / &' &./ ! & 2 & 3 4 ' ! & / + 4 + / 6 3 & 7 + 8 + 7 % 0 , 1, ,- % - ,1 ,5 % , , , 0 & % ; < = > ? @ A B C ;D ;; ;< ;= ;> ;? ;@ ;A ;B ;C <D E < ; << <= < > E:F EH9 G * I FG 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0,000 0,000 0,000 ------------------------225 225 --------------------225,000 225,000 225,000 0,1 0,1 0,2 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,3 0,2 0,6 1,0 0,7 0,5 0,5 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,100 1,000 0,233 97 949 -5 95 948 -5 95 949 -6 93 948 -6 93 948 -6 92 948 -7 94 949 -7 96 949 -7 96 951 -5 98 954 -1 95 952 2 77 947 5 63 944 5 62 944 7 63 945 7 65 945 7 72 947 4 86 948 1 95 948 -1 100 948 -2 100 948 -3 99 948 -3 97 948 -3 96 948 -4 62,000 944,000 -7,000 100,000 954,000 7,000 88,292 948,042 -1,375 7(502',1$0,&$ '(/ &$/25($//$7255( 386,75 384,13 379,67 383,03 386,57 385,74 381,12 377,23 373,88 375,42 369,79 360,31 353,92 367,17 369,61 386,15 400,40 403,61 401,61 399,51 396,39 396,35 391,54 387,63 353,920 403,610 383,230 0,425 0,425 0,394 0,394 0,394 0,365 0,365 0,365 0,425 0,573 0,713 0,881 0,881 1,012 1,012 1,012 0,822 0,663 0,573 0,533 0,494 0,494 0,494 0,459 0,365 1,012 0,590 2,715 2,661 2,462 2,413 2,413 2,209 2,255 2,303 2,681 3,685 4,456 4,489 3,680 4,163 4,226 4,361 3,910 3,765 3,594 3,514 3,261 3,228 3,162 2,902 2,209 4,489 3,271 # $ # " 9 . / ' 3 + : 7 + / % 1589,156 1563,191 1460,933 1436,959 1436,959 1333,304 1355,415 1378,657 1572,729 2091,582 2499,040 2543,092 2134,946 2395,638 2427,686 2496,309 2242,757 2146,783 2046,814 1999,775 1868,313 1852,258 1820,152 1686,470 1333,304 2543,092 1890,788 75$6)(5,0(172 ', Lo scambio di calore all’ interno delle torri evaporative avviene per evaporazione dell’ acqua e per convezione. Il processo di scambio termico tra aria ed acqua, che ha luogo in tali dispositivi, è stato interpretato nel 1926 da Merkel [2, 3], che propose l’ omonima teoria secondo cui il trasferimento di calore tra i due fluidi è da attribuire alla differenza di entalpia che tra di questi sussiste, detta anche driving force. La teoria di Merkel stabilisce che il raffreddamento dell’ acqua in atmosfera dipende, ed è limitato, dalla temperatura di bulbo umido; infatti, sul diagramma psicrometrico le trasformazioni a Tbu costante approssimano le isoentalpiche: la temperatura di bulbo umido è un’ indicazione del “potenziale evaporativo” da parte dell’ aria atmosferica. L’ acqua non può essere raffreddata al di sotto della 7JHK , che coincide con la minima temperatura raggiungibile dall’ aria qualora sia saturata con vapor d’ acqua a 7 7JK ; nel caso limite in cui l’ acqua con cui l’ aria è saturata sia immessa alla temperatura di uscita dell’ aria dal saturatore, si ha il processo di saturazione adiabatica [4]. La variabilità delle condizioni atmosferiche (temperatura ed umidità relativa) influisce sul funzionamento delle torri soprattutto in relazione alle perdite percentuali per evaporazione e trascinamento. Queste ultime possono essere ritenute, in prima approssimazione, trascurabili: i dati di targa del costruttore garantivano, al momento dell’ installazione, perdite non superiori allo 0.2% della portata circolante; inoltre l’ efficienza del frazionatore di gocce (vedi fig. 2) è stata incrementata ulteriormente attraverso l’ impiego di un materiale di riempimento di migliori prestazioni. Fig. 2 : schema della torre evaporativa. L’ acqua di reintegro da prelevare è quindi dipendente quasi esclusivamente dall’ aliquota persa per evaporazione che è funzione delle caratteristiche dell’ aria in ingresso e in uscita dalla torre. La portata d’ aria è stata valutata in ingresso come funzione della sezione (superficie di base) della torre, della densità dell’ aria e della velocità media. La velocità dell’ aria all’ interno della torre (e conseguentemente la portata) non risulta costante nell’ arco dell’ anno: i valori si modificano significativamente in funzione della stagione; ciò comporta anche una variabilità della quota di evaporato e una diversa proporzione fra calore sensibile e latente ceduto. Infatti, le alte temperature della stagione estiva non permettono elevati valori del salto termico fra aria in ingresso ed uscita. Di seguito si descrive il calcolo delle portate di evaporazione per le condizioni ritenute estreme nell’ arco dell’ anno, ossia alle ore 01:00 del 15 gennaio e alle ore 14:00 del 15 luglio. Per il caso invernale, i dati medi statistici riportano un calore da smaltire alle torri pari a circa 125 MW con un solo gruppo in funzione e due torri operative. Considerando che il calore venga distribuito alle due torri in maniera uniforme, la quota spettante alla singola cella è pari a 62.5 MW. I dati dell’ aria umida in ingresso risultano: 7L:M N O P = -5.00 °C; 8L:M N O P = 2.71 gr/kg; da cui si ricava: YLM = 3.5 m/s; 7LM N KRQ = 19.61 °C; 8L:M N KRQ = 15.59 gr/kg; e da questi la quantità d’ acqua evaporata: *S T L U = 52.148 m3/h. Essendo la portata totale d’ acqua inviata alle torri di ogni condensatore pari a 18 946.5 m3/h, quella elaborata dalla singola torre è pari a 9 473.25 m3/h; la percentuale di evaporato risulta costituire lo 0.55% del totale, valore inferiore a quanto previsto dal costruttore per il funzionamento nominale (1.2%). Il calore sensibile disperso dalla torre è pari al 45% del totale, mentre quello disperso per evaporazione è pari al 55%. Nel caso estivo tutte le torri risultano in funzione. Il calore da smaltire per ogni gruppo è mediamente pari a 122 MW e, sotto le ipotesi fatte in precedenza (ripartizione omogenea del flusso di calore fra le torri), il calore che compete a ciascuna di queste è di 24.4 MW. Dai dati atmosferici: 7LM V O P = 29.00 °C; 8 V L:M V O P = 6.36 gr/kg; ed impostando il bilancio energetico si giunge a: YLM = 1.3 m/s; 7LM V KRQ = 30.27 °C; 8L:M V KRQ = 29.94 gr/kg; Ne consegue che: *S T L U . = 35.47 m3/h ed essendo la portata totale (su 5 torri) di 19 962.30 m3/h, che corrisponde a 3 992.46 m3/h per la singola torre, la percentuale di evaporato risulta pari allo 0.88% del totale, valore leggermente superiore a quello riscontrato nelle condizioni invernali, ma sempre inferiore al dato di targa. Dato il basso valore della differenza di temperatura dell’ aria in estate fra l’ ingresso e l’ uscita (1.27°C), il calore dissipato per convezione è pari a 0.54 MW (2,2% del totale), mentre l’ evaporazione ne asporta il restante 97.8% (23.86 MW). La quantità di calore prodotto dalla condensazione in un solo gruppo risulta pressoché la stessa nei due casi, come anche i valori delle portate circolanti al singolo condensatore (lato acqua di raffreddamento); la notevole differenza delle condizioni atmosferiche viene allora compensata tramite l’ accensione di un maggior numero di torri in condizioni estive, al fine di adattare il carico a temperature e umidità specifiche dell’ aria più elevate. &21)52172&21,'$7,',7$5*$ Il confronto fra i dati di targa e quelli ottenuti dal funzionamento reale (tab. 2) evidenzia che il salto termico subito dall’ acqua nella torre è vicino al valore proposto dal costruttore e costante durante tutto l’ anno (anche perché proprio su tale valore si basa la gestione e la regolazione dell’ impianto di raffreddamento). Tab. 3: confronto fra i dati di targa della torre evaporativa e le condizioni di funzionamento estive ed invernali. 'DWLGL WDUJD &DULFR ,QYHUQDOH &DULFR (VWLYR 3RUWDWDDFTXDLQ 2 600 m3/h 9 473 m3/h 3 992 m3/h LQJUHVVR 7HPSHUDWXUD 30.5°C 21.7°C 32.1°C DFTXDLQLQJUHVVR 7HPSHUDWXUD 23.0°C 14.4°C 25.3°C DFTXDLQXVFLWD '7DFTXDFDOGDH 7.5°C 7.3°C 6.8°C IUHGGD &DORUHGLVSHUVR 23.0 MW 62.5 MW 24.4 MW QHOODVLQJRODWRUUH 9HORFLWjPHGLD 3.5 m/s 1.3 m/s Non fornita GHOO¶DULD 8PLGLWjUHODWLYD 60% 97% 23% GHOO¶DULD 7HPSGLEXOER 23°C -5°C 29°C VHFFRGHOO¶DULD '7DULD Non fornita 24.61°C 1.27°C LQJUHVVRXVFLWD 3HUGLWHGLSRUWDWD 1.20% 0.55% 0.88% SHUHYDSRUD]LRQH Il funzionamento in condizioni “estive” approssima meglio il regime nominale per quanto riguarda sia le condizioni ambientali sia il calore complessivamente smaltito dalla singola cella. Le portate d’ acqua elaborate dalle torri risultano sensibilmente diverse da quelle teorizzate, soprattutto nel caso invernale, con conseguente incremento del flusso, fino a valori molto elevati, tali da far presumere un non perfetto bilanciamento fluidodinamico del circuito. L’ impatto ambientale delle torri sul microclima delle zone limitrofe è sicuramente dipendente dal fatto che l’ aria scaricata può essere considerata in condizioni di saturazione quindi con elevato valore dell’ umidità specifica. L’ aria atmosferica attorno alla torre non è però in condizioni di temperatura e pressione tali da poter assorbire l’ intero contenuto d’ umidità trasportato dal flusso in uscita. La quota d’ acqua che condensa genera una visibile nebbia denominato “pennacchio di vapore”, la cui entità può essere valutata anche sul diagramma psicrometrico [5]. I punti che si trovano al di sopra della curva di saturazione rappresentano condizioni di sovra-saturazione in cui l’ acqua in eccesso contenuta nel flusso d’ aria tende a condensare subito dopo l’ uscita dalla torre, rendendo visibile il pennacchio in atmosfera. Tracciando una retta sul diagramma che unisce il punto rappresentativo dell’ ingresso dell’ aria ed il punto di scarico, maggiore è l’ area compresa fra tale retta e la curva di saturazione (verso l’ alto) e più intenso e visibile sarà il pennacchio (fig. 3). Fig. 3: condizioni di sovra-saturazione in estate ed in inverno. Le condizioni più favorevoli alla formazione di questo fenomeno risultano quelle invernali, come del resto già emerso dai calcoli prima descritti. 3523267(',0,*/,25$0(172 La presenza di elevata umidità all’ uscita delle torri può generare la condensazione di vapor acqueo sulle uperfici esterne. Tale fenomeno non è auspicabile sia per la formazione di strati di ghiaccio alle basse temperature atmosferiche, sia per il deterioramento delle superfici esterne delle torri. Per ovviare a questo inconveniente, si può adottare un opportuno layout delle celle. Disponendo, infatti, una serie di torri con l’ asse orientato nella direzione dei venti invernali prevalenti, si combinano i vari flussi in uscita in modo tale da generare una forza di galleggiamento superiore a quella imputabile al singolo flusso, che spingerà la nebbia verso strati più alti, non permettendo la ricondensazione diretta in prossimità del suolo (fig. 4). Fig. 4: disposizione ideale per la batteria di torri. Per ciò che concerne gli aspetti fluidodinamici dei circuiti di trasferimento dei fluidi, è da notare che, innanzitutto, l’ unica condotta che porta il fluido dai condensatori alle torri, se un solo gruppo risulta in funzione, elabora metà della portata nominale; inoltre, le portate di adduzione ad ogni singola torre risultano estremamente variabili in funzione del numero di torri operative. L’ effetto della variabilità delle portate si esplica in uno sbilanciamento idraulico del circuito con conseguente aumento delle perdite di carico e maggior consumo di energia nell’ organo di spinta. Inoltre, lo scostamento, dalle condizioni nominali, del flusso d’ acqua che arriva agli ugelli (fig. 5), non garantisce un’ adeguata dispersione dell’ acqua nel flusso d’ aria in controcorrente. Fig. 5: ugello impiegato nelle torri evaporative. In condizioni invernali, quando funzionano solo 2 o 3 torri, la velocità dell’ aria che evolve al loro interno è più elevata rispetto al caso estivo, con conseguente aumento delle perdite per trascinamento. È quindi auspicabile la separazione dei circuiti dei due condensatori, assegnando un gruppo di torri a ciascuno di essi, allo scopo di poter gestire in maniera più flessibile il funzionamento della centrale a carichi ridotti. Un ulteriore intervento è inoltre costituito dall’ introduzione di ventilatori nelle torri a velocità variabili. Attualmente questi ultimi funzionano con regolazione ON/OFF (fig. 6), quindi la portata d’ aria in ingresso alla torre è dipendente solo dalle condizioni meteoclimatiche. Con ventilatori regolati a più livelli di velocità, ad es. 2 o 3, si introduce la possibilità di mantenere in opera tutte le torri, con ogni condizione ambientale esterna, riducendo il calore ceduto dalla singola cella, ma lasciando circolare all’ interno delle condotte e degli spruzzatori portate d’ acqua sempre costanti. Fig. 6: configurazione attuale dei ventilatori. &21&/86,21, L’ analisi parallela dei dati storici relativi ai parametri di funzionamento della centrale termoelettrica e delle condizioni meteoclimatiche ha reso possibile la completa conoscenza dei meccanismi di scambio termico che avvengono all’ interno delle torri evaporative. La forte variabilità stagionale di funzionamento dei gruppi di raffreddamento ha messo in luce la possibilità di modificare la distribuzione dell’ acqua ad ogni torre, modulando la velocità dei ventilatori, allo scopo di lasciare l’ esercizio delle torri, per il maggior tempo possibile, vicino alle condizioni nominali. Tale obiettivo comporta risparmi energetici nell’ alimentazione dell’ organo di spinta e una diminuzione delle perdite d’ acqua per trascinamento. Il corretto funzionamento dell’ impianto di raffreddamento permette sia il miglioramento del ciclo di funzionamento della centrale di produzione di energia elettrica che la minimizzazione dell’ impatto sul territorio circostante l’ impianto. Il sistema a torri evaporative modifica infatti sia il corso d’ acqua utilizzato per il raffreddamento, sia il microclima delle zone limitrofe a causa dell’ immissione in atmosfera di quantità di vapore rilevanti. 120(1&/$785$ * = portata volumica [m3/s]; K = entalpia per unità di tempo [W]; • 4 = calore scambiato per unità di tempo [W]; 7 = temperatura [K]; 8 = umidità specifica [adimensionale]; Y = velocità [m/s]; ; = titolo in vapore [adimensionale]; ε = efficienza dello scambiatore [adimensionale]; ρ = densità [kg/m3]. 3HGLFL DU = aria; EX = bulbo umido; FRQG = condensatore; HYDS = evaporata. LQ = ingresso; OY = liquido-vapore; XV = uscita. 5,)(5,0(17,%,%/,2*5$),&, 1. 2. 3. 4. 5. G.Guglielmini C.Pisoni, Elementi di trasmissione del calore, Veschi, Milano, 1990. Robert Burger, Cooling Tower Technology, Pennwell, 1994. N.Cheremisinoff P. Cheremisinoff, Cooling Towers, Ann Arbor Science, 1981. ASHRAE, Handbook-Fundamentals, Atlanta, 2002. ASHRAE, Psychrometric Analysis, Atlanta, 2002.