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1 Copyright © 2002 by ASME
Proceedings of the ASME Turbo Expo 2002
June 3-6, 2002, Amsterdam, The Netherlands
GT-2002-30119
THE CHRONOLOGICAL DEVELOPMENT OF THE CHENG CYCLE STEAM INJECTED GAS TURBINE DURING THE PAST 25 YEARS
Dr. Dah Yu Cheng Cheng Power Systems, Inc.
480 San Antonio Road, Suite 100 Mountain View, CA 94040
Albert L.C. Nelson Cheng Power Systems, Inc.
480 San Antonio Road, Suite 100 Mountain View, CA 94040
ABSTRACT The Cheng Cycle gas turbine has enjoyed its 25th
anniversary since its conception. More than 100 sites around the world including the United States, Japan, Australia, Italy, Germany, and the Netherlands have used the Cheng Cycle. A chronology will be presented in this paper which will highlight the steps taken to develop the fully automated, load following power and cogeneration system. The Cheng cycle operates with a steam to air ratio trajectory that has its highest “peak efficiency” at the onset of a turbine’s operation. The peak efficiency point was coined as the Cheng point by Dr. Urbach [ref.1] of the US Navy’s David Taylor Research Center. Many thermodynamic and professional textbooks refer to the original Dual Fluid Cycle as the Cheng Cycle. Besides the high efficiency feature, the Cheng Cycle is mechanically simple and flexible in operation. It can put power on line faster than a combined cycle, and it has extremely clean emissions at low cost. The future performance of the Advanced Cheng Cycle will also be projected.
INTRODUCTION
The Dual Fluid Cycle refers to the parallel combination of a Rankine cycle with a Brayton cycle. In the early 1970’s, the thermodynamic heat recovery cycle was the way to improve cycle efficiency. A gas-to-gas heat recovery limited the potential for maximum heat recovery, and the industry began to use the liquid bottoming cycle for better heat recovery, now known as the Combined Cycle. The concept of the Combined Cycle started from the mercury topping cycle, and the condenser of the mercury turbine became the steam generator of the steam bottoming cycle. Due to the toxic nature of mercury
vapor, the system was abandoned. From a thermodynamic point of view, nothing can be more efficient than the Carnot Cycle, but the Carnot Cycle efficiency is independent of the entropy scale of the cycle. By running a Rankine Cycle in parallel with the Brayton Cycle and raising the operating temperature to the same level as the Brayton Cycle, the thermodynamic potential of the Rankine working fluid can be increased by many fold. This provided the clue that a Dual Fluid Cycle had the potential to be more efficient than a Combined Cycle. In order to achieve high efficiency, the question was how to fill the equivalent Carnot Cycle box as full as possible. Because the Rankine Cycle is now used as the main heat recovery working fluid, there are trade offs between the compression work and the latent heat of evaporation. The heat recovery cycle is a serial process; therefore, the Rankine working fluid provides additional residual energy that can be recovered by another smaller fraction of the Rankine working fluid. The whole process requires the Rankine Cycle to recover the exhaust heat at its maximum capability and at as high a temperature (superheat) as possible. Mathematically, that is a conflicting requirement imposed on the Rankine working fluid. Also it is a unique condition where the efficiency of the cycle has the highest value (a peak efficiency point). Since the turbine has to satisfy all the ambient conditions (such as temperature, humidity, altitude and loading), the optimized peak forms a unique trajectory as the control path. While mathematically feasible, trying to reduce it to practice became the challenge of the systems development, since the cycle used two working fluids at ambient conditions. Originally this cycle was called the Dual Fluid Cycle. After the initial success of reducing the cycle to commercial use, other scientists including Dr. Urbach [ref.1],
1 Copyright © 2002 by ASME
Proceedings of ASME TURBO EXPO 2002
June 3-6, 2002, Amsterdam, The Netherlands
GT-2002-30119
6. CICLI MISTI GAS/VAPORE Fino a questo momento si è parlato del ciclo combinato gas/vapore che presenta una separazione
netta tra i due fluidi evolventi nelle turbine, nel senso che il gas ed il vapore non vengono mai a
diretto contatto tra loro. In alcuni casi, però, si possono avere dei cicli in cui il gas ed il vapore si
mescolano in alcune parti del circuito e quindi il fluido motore è costituito da una miscela di gas e
vapore. Tali cicli si chiamano misti e sono caratterizzati da realizzazioni a basso costo e alto
rendimento. Di seguito si analizzeranno tre tipi di cicli misti, quello ad iniezione di vapore (STIG),
ad iniezione d’acqua (RWI) e quello umidificato (HAT).
6.1 Ciclo ad iniezione di vapore
Il ciclo misto ad iniezione di vapore, denominato STIG (STeam Injected Gas turbine) o ciclo Cheng
dal suo ideatore, è caratterizzato dal fatto che il vapore prodotto nella caldaia a recupero viene
iniettato nella camera di combustione della turbina a gas, come descritto sinteticamente in figura 1
per un ciclo semplice con un livello di pressione. Con questa tecnica è possibile ottenere una
maggiore potenza dalla turbina a gas senza superare i limiti di temperatura ammessi per la turbina
stessa e senza inserire nell’impianto la turbina a vapore ed il condensatore, ossia con uno schema
semplificato rispetto a quello dell’impianto combinato e sicuramente più economico. Bisogna però
dire che la presenza di acqua in camera di combustione ed in turbina ad alte temperature comporta
il pericolo di corrosione da parte di alcune sostanze, come il sodio o il cloro, che deteriorano i
materiali metallici ed impone, quindi, un elemento in più nell’impianto, ossia il demineralizzatore
dell’acqua. Vediamo ora come si realizza tale ciclo misto, le sue condizioni di funzionamento ed i
suoi limiti.
Lo schema base di tale soluzione prevede che il vapore prodotto in caldaia venga iniettato in camera
di combustione ad una pressione che deve essere anche una volta e mezzo maggiore di quella
massima del ciclo a gas, secondo modalità differenti. Il vapore si mescolerà all’aria e riscaldato a
seguito della combustione, espanderà nella turbina per poi essere rimandato in caldaia per il
recupero termico. Tale iniezione avrà anche un effetto benefico sulla formazione di ossidi di azoto
(NOx) perché abbasserà le temperature di fiamma in camera di combustione, causa principale della
presenza di tale inquinante ed inizialmente tale pratica era usata negli impianti industriali
esclusivamente a tale scopo con quantità di vapore ovviamente estremamente ridotte rispetto al caso
in cui si vuole ottenere più potenza. In figura 1a si riporta uno schema di ciclo combinato con
iniezione di vapore (Combined STIG), realizzato essenzialmente per abbattere gli NOx, dal
momento che sottraendo vapore alla turbina a vapore e aggiungendolo a quella a gas otteniamo in
pratica la stessa potenza totale.
Nella maggior parte dei casi però tale pratica serve ad incrementare la potenza e questo può
comunque comportare dei problemi se la macchina non è stata concepita per avere un incremento di
portata, come avviene appunto nel ciclo misto. In particolare, devono essere rispettati i limiti della
macchina in termini di sollecitazioni meccaniche dato l’aumento di portata di fluido evolvente e
Fig. 1 Schema di impianto di un ciclo a gas con iniezione di vapore (STIG)
l’aumento della pressione in ingresso e quindi del rapporto di compressione del ciclo perché si
potrebbero verificare condizioni nocive per il compressore (stallo).
Fig. 1a Schema di impianto di un ciclo combinato con iniezione di vapore (STIG)
Un modo per ovviare a tali limiti o comunque per avere un ampio spettro di condizioni operative
del sistema è quello di utilizzare turbine a gas bialbero, che permettono di disaccoppiare
meccanicamente la turbina dal compressore, sdoppiando la turbina, ossia inserendo una turbina di
potenza separata dal compressore, cioè calettata sull’albero del generatore elettrico e, quindi,
permettendo al gruppo turbina di alta pressione-compressore di operare a velocità differente.
Potendo assumere velocità differenti il compressore potrà adattarsi a nuove condizioni di portata e
rapporto di compressione, variazioni imposte dalla turbina di potenza essendo essa maggiormente
rigida per quanto riguarda la velocità di rotazione e la pressione allo scarico. Infatti, nonostante che
la turbina di potenza non sia accoppiata meccanicamente al gruppo compressore-turbina, essa è
fluidodinamicamente legata al sistema di potenza attraverso il flusso di massa e la temperatura di
ingresso della turbina. Il fluido evolvente, compreso di vapore iniettato, passerà infatti prima
attraverso la turbina accoppiata al compressore e poi attraverso la turbina di potenza che dovrà
smaltire una portata incrementata richiedendo una maggiore pressione di ingresso.
Se si considera il rendimento di un ciclo misto rispetto ad un ciclo semplice a gas, si vede come
esso sia migliorato ed il livello di miglioramento è ovviamente funzione del rapporto di
compressione, visto che al diminuire di tale rapporto si ha una temperatura allo scarico più alta con
maggiore portata di vapore prodotto. Il confronto, invece, con i cicli combinati va a vantaggio di
questi ultimi poiché nel ciclo STIG è rilevante il consumo di combustibile per fornire calore al
vapore che arriva nel combustore ad una temperatura di circa 500C e deve raggiungere le
temperature tipiche di ingresso in turbina (1200C-1300C). Così nel ciclo STIG l’incremento di
lavoro specifico è a discapito del rendimento, a differenza di ciò che avviene in un ciclo combinato
(senza post-combustione) in cui a parità di combustibile introdotto si ottiene una aumento di
potenza. Per fare fronte ai limiti di rendimento si realizzano in alcuni casi degli impianti più
complessi, con interrefrigerazione e con tre livelli di pressione in caldaia. Ciononostante, per la
produzione esclusiva di energia elettrica, gli impianti STIG non si sono molto diffusi, sia come
detto per i limiti di rendimento ma anche per i consumi di acqua che si calcolano pari a 1-2
kg/kWh.
Ciò che si riconosce al ciclo STIG è sicuramente il requisito di essere molto flessibile poiché è
possibile variare le portate di vapore al variare del carico ed inoltre il vapore prodotto può essere
inviato ad un’utenza termica o alla turbina a gas a secondo della richiesta del momento.
Un’ulteriore vantaggio dell’iniezione di vapore è quello di migliorare il raffreddamento delle pale di
turbina dal momento che il coefficiente di scambio termico risulta così più alto.
Si è detto genericamente che tale vapore viene iniettato in camera di combustione ma in realtà
l’iniezione può avvenire in vari punti della turbina a gas, come descritto in figura 2. In particolare, il
vapore può essere introdotto direttamente nella parte bassa pressione (ms3) , abbassando un po’ le
temperature, ma complessivamente aumentando la portata e dunque la potenza in uscita; un altro
punto dove può essere iniettato il vapore è attraverso gli stessi iniettori del combustibile (ms2) ,
sebbene tale disposizione è abitualmente usata per basse portate di vapore al solo scopo di ridurre la
formazione di NOx; infine, il caso a cui si è fatto finora riferimento, il vapore si può iniettare a
monte del combustore (ms1), esso si unisce all’aria compressa ed entra in camera di combustione
dove la sua temperatura salirà a seguito della combustione. In figura, per completezza, si riporta
anche una portata di vapore (msp) che può essere utilizzata nel caso di cogenerazione per la sola
produzione di energia termica.
FUNZIONAMENTO A INIEZIONE DI VAPORE
- Superheated steam temperature: 690 K - Steam pressure: 35 bar - Approach ∆T: 30 K - Pinch point ∆T: 10 K - Minimum Stack Temperature: 400 K - Total pressure loss in gas path: 2%
spsj
sjs mm
m&&
&
+=Π
( ) sjsssssssj mxxxmmmm &&&&& 321321 ++=++=
xs1= 0.45 xs2= 0.15 xs3= 0.45
Πs= 0 (Full Cogen.)
Πs = 1/3Πs =
(a)
2/3
(b)* Πs = 1
(Full St. Inj.)
Steam/Air 12.42% 13.34% 14.35% 13.00% 15.64%
Fuel Flow rate, kg/s 1.553 1.629 1.715 1.574 1.836
Exh. Flow Rate, kg/s 84.56 88.28 92.69 91.80 97.82
Exhaust Temp., K 773 772 769 750.5 767
Mechanical Output, kW 31311 34528 36778 34897 41625
Thermal Efficiency 0.404 0.425 0.448 0.436 0.472
Thermal Output, kW 29373 21141 11201 10147 ---
*(b) : xs1= xs2= 0 ; xs3= 1
Tabella 1
Flusso Aria di Raffreddamento
C.C.
Aria
C C T TLP HP HP LPC
f
A
B CD E
↓ ↑
→
mf.
→ma.
Combustibile
m cl.
Gas di Scarico m g.
gm. '→→ → →
U
↓↑
Schema della turbina a gas bialbero.
Cooling air flow
C.C.
Air
C C T TLP HP HP LPC
f
A
B
C D
E↓ ↑
→
mf.
→
Fuel
m cl.
Exhaust gases
mg.
gm. '
→
→ → →
U
↓↑
Water
Stack
Water Reservoir
HRSG
Steam to process
ms1. ms2
.↓ ↓ ms3. ↓
ma.
SteamInjected ↓msj
.msp.
Fig. 2 Schema della turbina a gas bialbero con iniezione di vapore.
In tabella 1 si riportano dei valori di funzionamento con iniezione di vapore di una turbina a gas
aeroderivativa, dove il termine Πs indica la percentuale di vapore dedicato all’iniezione di vapore
rispetto a quello per la cogenerazione. Quando Πs = 0 significa che non avviene alcuna iniezione di
vapore.
Nelle figure 3 e 4 e 5 si mostrano i disegni dei possibili ingressi di vapore per l’aumento di potenza
o per l’abbattimento degli NOx. La tabella 2 riporta i valori di rendimento per tre turbine
aeroderivative con e senza ciclo STIG, da cui è evidente il miglioramento con questo ultimo. Non a
caso sono prese ad esempio delle turbine aeroderivative (fig. 6) poiché esse sono particolarmente
adatte all’applicazione con iniezione di vapore essendo bi-albero e quindi più flessibili nel
funzionamento (tab.3).
Fig. 3 Ingressi del vapore nella turbina a gas
Tabella 2
6.2 Ciclo ad iniezione d’acqua
In figura 7 è rappresentato un impianto di un ciclo a gas con iniezione di acqua, rigenerativo e
interrefrigerato (RWI = Recuperated Water Injected), con preriscaldamento del combustibile.
Tale soluzione si adotta per aumentare il recupero di calore contenuto nei gas di scarico quando
siamo di fronte ad un impianto a gas con interrefrigerazione e rigenerazione (ICR), miscelando
l’aria uscente dal compressore di alta pressione con una gran quantità di acqua che ne abbassa la
temperatura. Inoltre, nel rigeneratore vi saranno non più solo flussi di gas, ma anche dell’acqua allo
stato liquido e per farla evaporare i gas di scarico provenienti dalla TG dovranno cedere più calore.
Fig. 7
Dallo schema si vede, inoltre, come si possa anche preriscaldare oltre che l’acqua suddetta il
combustibile con l’aria proveniente dal primo interrefrigeratore (IC1) per ottimizzare il ciclo.
In figura 8 si riporta un altro esempio di iniezione di acqua in un impianto con turbina a gas
rigenerativo. L’iniezione di acqua avviene in una apposita camera interposta tra i due compressori
per interrefrigerare l’aria, con totale evaporazione.
La tabella 4 riporta le percentuali di acqua nei vari punti del ciclo con le rispettive temperature,
mentre in tabella 5 si mostrano le differenze in termini di rendimento, emissioni inquinanti e
potenza quando si passa da uno impianto a gas semplice ad uno rigenerativo con iniezione di acqua
(con riferimento all’impianto di figura 8).
TIPO DI IMPIANTO
am& , kg/s
fm& , kg/s
acqm& , kg/s
Ingresso combustore
T, K
Ingr. turbina gm& , T, p kg/s, K, bar
Usc. turbina T, K
P, kW
η CO2,
g/kWh NO,
g/kWh
Sistema base
10.4 0.1680 0. 661.7 9.9, 1326,
11.9 782.5 2108 (0.264) 816 1.180
Sistema modificato
con iniezione di
acqua
10.4 0.1543 0.157 769.9 10.0, 1353,
11.5 801.2 2442 (0.332) 660 1.281
Table5. Risultati dell’analisi termodinamica della turbina PGT2
In figura 9 è descritta la turbina LM6000 SPRINT (SPRay INter-cooled Turbine) aeroderivativa
con iniezione di acqua in due punti del sistema ed in particolare l’acqua è iniettata sia al
compressore di bassa pressione che a quello di alta.
Fig. 9
Tale sistema presenta una bassa temperatura di scarico del compressore ottenendo un incremento
della potenza fino al 30% alla temperatura di 32 C, come mostrato in figura 10.
Fig. 10
6.3 Ciclo umidificato
Più complesso è lo schema con il ciclo umidificato (HAT = Humid Air Turbine) che prevede la
presenza di un nuovo componente rispetto al ciclo con iniezione d’acqua, ossia il saturatore
(indicato in figura con S) che sostituisce il miscelatore (M) (fig. 8). Il saturatore ha il compito di
saturare l’aria proveniente dal compressore di alta pressione con acqua preriscaldata in varie parti
del sistema (nel interrefrigeratore IC1, nel post-refrigeratore AC1, nell’economizzatore ECO). Il
saturatore, a differenza del miscelatore che mescolava solo i due fluidi, esegue un progressivo
scambio di calore e di massa tra i due flussi in controcorrente. Esso permette di trasferire calore a
bassa temperatura dagli interrefrigeratori e dall’economizzatore all’aria di alimento del ciclo a gas.
Il ciclo che si realizza è rigenerativo poiché il calore dei gas di scarico è trasferito all’aria calda e
umidificata uscente dal saturatore. Anche in questo caso, si ottiene un beneficio in termini di basso
tasso di formazione di NOx, abbassando le temperature in camera di combustione.
Fig. 8
6.4 Confronti tra i vari cicli misti
Dopo aver descritto il funzionamento di impianti con cicli misti gas-vapore, è naturale eseguire un
confronto tra le loro prestazioni e con quelle degli impianti combinati, valutando vantaggi e
svantaggi di ognuna di queste soluzioni. Innanzitutto, bisogna sottolineare che con i cicli misti si
possono raggiungere temperature massime del ciclo a gas più alte rispetto ai cicli combinati sia per
la presenza di interrefrigerazione, che mette a disposizione aria di raffreddamento a temperature
contenute, sia perché i problemi connessi alla formazione di ossidi di azoto, che rappresenta
l’inquinante più insidioso da TG, sono ridotti dall’iniezione stessa di acqua o vapore.
Da valori presi in letteratura, si ricava la tabella 3 dove sono segnati i valori di rendimento e lavoro
specifico nel caso di ciclo combinato a tre livelli di pressione, ciclo STIG, RWI e HAT, fissata la
temperatura massima a 1250 C.
CICLO Combinato STIG RWI HAT
Rendimento % 54-55 50-51 52-53 54-55
Lavoro [kJ/kg] 530-580 550-590 510-560 600-640
Se si confrontano i primi due cicli misti con il ciclo combinato si vede che il rendimento è sempre
più elevato per questo ultimo, mentre il ciclo misto umidificato presenta valori uguali o simili
poiché il trasferimento di calore alla miscela satura non comporta forti irreversibilità, a differenza di
ciò che avviene nello STIG e nel RWI dove vi è un miscelamento di aria e vapore, nonché rilascio
di gas umidi nell’ambiente.
Il lavoro specifico che si ottiene è maggiore nel ciclo HAT essenzialmente per la presenta di una
interrefrigerazione spinta, oltre che per l’incremento considerevole di portata.
E’ evidente da tali stime come il ciclo HAT possa essere l’unico ad essere in competizione con il
ciclo combinato, sebbene preveda l’uso di organi costosi, quali l’interrefrigeratore, il saturatore e il
rigeneratore, nonché un costo aggiuntivo per il consumo di acqua. Come si è detto per il ciclo STIG,
non è facile adattare macchine già esistenti alle nuove condizioni di portata e a maggior ragione nel
caso di un aumento tanto elevato di lavoro, come avviene nel ciclo HAT, ciò si rende assolutamente
impossibile. E’ questo il motivo principale per cui non vi è stato un enorme sviluppo per il ciclo
HAT dal momento che i costi per realizzare tale tipo di impianto ex novo risultano enormemente
elevati.
A. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
Struttura del codice T.E.M.P.Struttura del codice T.E.M.P.
IM PIANTI TURBOGAS
IM PIANTI A VAPORE
IM PIANTI COM BINATI
(ThermoEconomic Modular Program)
FUNZIONE
Zi
PROGRAM M A DI OTTIMIZZAZIONE
DATA CHART DELL'IM PIANTO
DIAGRAM M A FUNZIONALE
VARIABILI DI DECISIONEXi
RISULT AT I EXERG ET ICI
RISULT AT I T ERM O DINAM ICI
FUNZIONE
OBIETTIVO
ANALISI TERM ODINAM ICA
ANALISI EXERGETICA
C i
i
ANALISI TERMOECONOMICA
AGGIORNAM ENTI FUTURIAGGIORNAMENTI FUTURI AGGIORNAMENTI FUTURI
LIBRERIA COMPONENTI:MODULI TERM ODINAMICI
LIBRERIA COMPONENTI:M ODULI EXERGETICI
LIBRERIA COMPONENTI:MODULI
TERMOECONOMICI(sono incluse le funzioni
costo dei componenti)
Applicazioni a:Applicazioni a:
1) Cicli a vapore2) Cicli a gas (Semplici, Rigenerati, Interrefrigerati,…) 3) Cicli combinati a 1,2,3 Livelli di pressione4) Cicli misti (STIG, RWI, HAT)5) Cogenerazione
13
) g6) Cicli avanzati (Fuel Cells, Ossidazione Parziale, Combustione Catalitica,...)
Calcolo proprietà del vaporeCalcolo proprietà del vaporeA. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
Calcolo proprietà del vaporeCalcolo proprietà del vapore
Confine convenzionale Diagramma di Mollierfgas reale/gas perfetto
Diagramma di Mollier(Isoterma di congiunzione)
80
90
100
Punti da Mollier
Linea di Transizione
4400
I
III
50
60
70
80
P [b
ar]
Linea di Transizione
4200
4300
850°
II 800°10
20
30
40
4000
4100
h [k
J/kg
]II gas reale
00 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300
T [°C]
3800
3900
750°
[bar] 70 50 30 20 10 5 1 0.70.5 0.3 0.2 0.1 0.05 [bar]
II gas realeII II gas perfetto III III gas perfetto (improprio)
3700
3800
6 7 8 9 10 11 12
s [kJ/kgK]
25
s [kJ/kgK]
A. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
STIGSTIG(STeam Injection Gas turbine cycle)
C E
M IX
~
FILTER
SH EVA ECOto stack
~ LPC E
MIX FILTER
HPC
MIXRWIRWI
(Regenerated Water Injection cycle)
36
to stackREC ECO
BP ECOAP
A. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.HATHAT(Humid Air Turbine cycle)
LPC E HPC ~
FILTER
IC1
AC0
IC2
REC
AC1
SAT
IC3
ECO
to sta ck
47
k
Il saturatoreIl saturatoreA. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
Diagramma Temperatura EntalpiaRappresentazione e schematizzazione
3 2
Diagramma Temperatura-Entalpia
p=cost
Diagramma Temperatura-EntalpiaRappresentazione e schematizzazionedel saturatore
3 2
Curva di saturazione
Liq Gas Retta operativa
hs[kJ/kgas]
q Gas
ah
h2s
α
Retta operativa
14T3T4
h1s
TLIQ [°C]
58
Modello del saturatoreModello del saturatoreA. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
3 2
Incognite Equazionia. Pressioni p2 e p4 a. Perdita % di pressione
(Iterazione su T2 e T4)
Liq Gas
b. Portata acqua nel punto 3 b. Rapporto portate L/Gc. Pendenza retta operativa
tgac. Bilancio entalpico
d Composizione nel punto 2 d Aria satura in uscita
14
d. Composizione nel punto 2e portate in 2 e 4
d. Aria satura in uscita
e. Temperature T2 e T4 e. Pinch point entalpico
a. p2 = p1·(1-dp) p4 = p1
b. =(L/G)3m 1sm
Diagramma Temperatura-Entalpia
h
Diagramma Temperatura-Entalpia
c.
3 1s
431s
4433TTmhmhmtg
hs[kJ/kgas]
d.2
2satsat2w p
)T(prx~ 1w1
1w
sat
sat2w x~1
MmM
r1rm
2ws12 mmm 1w2w34 mmmm a
TT
h1s
h2s
α
T [°C]B
A
69
e. hs2 = tgα ּ◌T3 - Δhs pp + Δhs min => TT22TT44 = ( hs1 + Δhs pp - Δhs min )/ tgα
T3T4 TLIQ [°C]
Test caseTest caseA. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
Impianto pilota a ciclo HAT (Università di Lund, Svezia)
DIAGRAMMA TEMPERATURA-ENTALPIA(p=7.99 bar)
550
600
650
700
yair]
350
400
450
500
h [k
J/kg
_dry
h_sath_oper
710
300
350
100 110 120 130 140
T [°C]
Test caseTest caseI i t il t i l HAT (U i ità di L d S i )
A. A. Sviluppo del codice T.E.M.P.
Impianto pilota a ciclo HAT (Università di Lund, Svezia)
Potenza: 420kWRendimento LHV: 30%Rendimento LHV: 30%
138 138- 10.122.6 2.6
225 224.4
101 101.6- 1.0043.3 3.3
ECO FGC
SAT 358 357.98.0 8.02 19 2 19
115.8 118.17.98 7.982.58 2.58
- 1.0243.3 3.3
1020 10207.5 7.5
2 62
REC
CCBleed off
326 325.88.0 8.02.19 2.19
2.19 2.19
108 1088 0 8 0
35 36- 0.984- 2.91
35 36.0- 1.001
- 2.62
CC
COOLERBlade cooling
Leakflow326 325.88.0 8.03.42 3 42
8.0 8.02.21 2.21
500 499.37.9 7.92.58 2.58
1000 999.77.5 7.5- 2.62
0.39 0.396
C ELegenda
D a ti s p e r . l i D a t i c a lc . t i
T [ ° C ] T [ ° C ]p [ b a r ] p [ b a r ]P o r t a t a [ k g /s ] P o r ta ta [ k g / s ]
MIX
TANK
~
14 141.0 1.03.42 3.42
3.42 3.42
520 520.81.045 1.0453.3 3.3
C E
811
[ g ] [ g ]TANK95 95- 11.02.6 2.6
95 958.0 8.02.6 2.6
- 22- 9.00.39 0.393
B. B. Cicli MistiCicli MistiSTIGSTIG(50MW)
M I X
RWIRWI(50MW)
C E
M I X
F I L T E R
~
~ LPC E
MIX FILTER
HPC
MIX
S H E V A E C Oto s ta c k
to stackREC ECO
BP ECOAP
HATHAT(50MW) C E
CC 2LPCC 2LP(100MW)(50MW) C E
SH
AP
EVA
AP BP ~
~ (100MW)
LPC E
FILTER
HPC
AC0
~
EVA
AP
ECO
AP
EVA
SH
BP
IC1
IC2
IC3
REC
AC1
BP
DEG
ECO
BP+AP SAT
IC3
ECO
912
DEG
to stack
PRE
to stac k
Analisi TermodinamicaAnalisi TermodinamicaB. B. Cicli MistiCicli Misti
Analisi TermodinamicaAnalisi TermodinamicaPrestazioni cicli (Tmax=1200)
55
Prestazioni cicli (Tmax=1200°C) Consumo d'acqua dei cicli misti (Tmax=1200°C)1,8
Consumo d’acqua cicli misti (Tmax=1200°C)
45
50
55
men
to %
TG 1200
STIG 1200
RWI 1200
b=30b=30
b=13
b=30
b=10b=18
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
g/kW
h STIG1200
RWI 1200
b=10
b=10
30
35
40
rend
im HAT 1200
2LP 1200
b=10
b=45
b=10
0,8
0,9
1
1,1
1,2
10 15 20 25 30 35
kg HAT 1200
b=30 b=30
b=13 b=30
200 300 400 500 600 700
Lspec [kJ/kg]
Prestazioni cicli (Tmax=1400)Prestazioni cicli (Tmax=1400°C)
10 15 20 25 30 35
w/air [%]
Consumo d'acqua dei cicli misti (Tmax=1400°C)Consumo d’acqua cicli misti (Tmax=1400°C)
45
50
55
ento
%
TG 1400
STIG 1400RWI 1400b=10
b=30
b=30
b=13
b=36
b=10
b=18
1 4
1,6
1,8
2
Wh STIG1400
RWI 1400
b=10
10
30
35
40
rend
im
RWI 1400
HAT 14002LP 1400
b=10
b=45 b 13
0 8
1
1,2
1,4kg
/kW RWI 1400
HAT 1400
b=30b=30b=13
b=36
b=10
1013
300 500 700 900 1100
Lspec [kJ/kg]
0,810 20 30 40 50 60
w/air [%]
B. B. Cicli MistiCicli Misti
Analisi TermodinamicaAnalisi TermodinamicaRWIRWI - Aftercooling con iniezione oltre la saturazione
Cicli RWI 1200Analisi di sensibiltà con iniezione d'acqua oltre la saturazione
48
49
h : 47.4%Pot: +4.6%w/air: 17.4%
h : 47.5 %Pot: +3.6%w/air: 19.3%
h : 47.4%Pot +3.0%w/air: 20.8%
h : 46.7%Pot: +6.9%w/air: 15.6%
47
rend
imen
to %
b=30
A
45
46
0 5 10 15 20 25 30
b
b=25
b=19
b=13
400
450
500HotCold
acqua iniettata oltre la saturazione [%]
P fil di t t
150
200
250
300
350
T [°
C]Profilo di temperatura
del recuperatore (punto A)
1114
1000 20 40 60 80 100
Q %
B. B. Cicli MistiCicli Misti
Analisi economicaAnalisi economicaDefinizione montante Definizione montante
dell’investimentodell’investimentoDefinizione scenario Definizione scenario
economicoeconomico finan iariofinan iario
Analisi economicaAnalisi economica
dell’investimentodell’investimentoI) Fixed Capital Investment (FCI)
Direct Costs (DC)·Purchased Equipment cost (PEC)
economicoeconomico--finanziariofinanziarioInflation [%] ------------------------------------ = 2.5Nominal Escalation Rate of Fuel Cost [%] - = 3.0Construction beginning year(1Jan) ---------- = 2000C t ti i d [ ] 2·Civil, structural, architectural work =15%PEC
...Indirect Costs (IC)
·Engineering and supervision -------- =25%PEC…
Construction period [year] -------------------- = 2Plant Economic Life (Book Life) [year]----- = 20Plant Life for tax purposes [year] ------------ = 10Average Income tax rate[%] ------------------ = 30....…
II) Other Outlays (OO)Working Capital --------------------------- =15%FCI...
Operating & Mantenance Cost [%] ---------- = 4%PECSale Price for Electric Power [$/kJ] --------- = 1.32E-5...
Valutazione dell’investimentoValutazio e dell i vesti e to1. Average Rate of Return (ARR)2. Payback Period (PBP)3. Discounted Payback Period (DPBP)4. Net Present Value (NPV)
1215
4. Net esent Value (N V)5. Benfit-Cost Ratio Method (BCR, NBCR, EBCR)6. Internal Rate of Return (IRR)
Analisi TermoeconomicaAnalisi TermoeconomicaB. B. Cicli MistiCicli Misti
Costo del kWh dei cicli misti (Tmax=1200)
5 605,80
6,00
b=30
Confronto RWIConfronto RWI--HATHATCosto del kWh dei cicli misti (Tmax=1200°C)
Costo del kWh nel tempo dei cicli RWI e HAT(Tmax=1200°C, b=30)
7,00
4,60
4,805,00
5,205,40
5,60
c$/k
Wh
STIG1200
RWI1200
HAT 12002LP 1200
b=10
b=30b=13
b=30b=10
b=18
5,50
6,00
6,50
c$/k
Wh
HAT 1200 (I)Break Even
(II)
4,004,20
4,40
42 44 46 48 50 52
rendimento %
b
4,50
5,00
0 5 10 15 20
Anno di funzionamento
RWI 1200 (I)
HAT 1200 (II)
RWI 1200 (II)
Break Even(I)
Costo del kWh nel tempo dei cicli RWI e HATCosto del kWh dei cicli misti (Tmax=1400)
4 80
5,00
5,20
b=30b=18
Costo del kWh dei cicli misti (Tmax=1400°C)Costo del kWh nel tempo dei cicli RWI e HAT
(Tmax=1400°C, b=30)
6,00
6,50
7,00
Wh
4,20
4,40
4,60
4,80
c$/k
Wh
STIG1400RWI1400
HAT 1400
2LP 1400
b=10
b=30b=13b=36
b=10 4,00
4,50
5,00
5,50
c$/k
W
RWI 1400 (I)
HAT 1400 (I)
RWI 1400 (II)
HAT 1400 (II)
4,0042 44 46 48 50 52 54
rendimento %
b 10
Costo Turbogas[$]
Max costo saturatore[% costo Turbogas]
HAT (Tmax=1200°C; b=30) 3'958’000 12%
0 5 10 15 20
Anno di funzionamento
1316
HAT (Tmax 1200 C; b 30) 3 958 000 12%HAT (Tmax=1400°C; b=30) 3'365’000 64%
Analisi TermoeconomicaAnalisi TermoeconomicaB. B. Cicli MistiCicli Misti
Analisi TermoeconomicaAnalisi TermoeconomicaComposizione costo dell’energia
( nel punto di massimo L )( nel punto di massimo Lspec)
C i i iComposizione costo energia
5.0
6.0Tmax=1200°C
Composizione costo energia
5.0
6.0Tmax=1400°C
2 0
3.0
4.0
c$/k
Wh
VariabiliFissi
2 0
3.0
4.0
c$/k
Wh Variabili
Fissi
0.0
1.0
2.0
0.0
1.0
2.0
STIG RWI HAT CC2LP (β=10) (β=30) (β=30) (β=18)
STIG RWI HAT CC2LP (β=10) (β=30) (β=36) (β=18)
1417