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],

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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

Fig.4

Fig. 5

Fig. 6

Tabella 3

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.

Fig. 8

Tabella 3

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

15

16