ALMA MATER STUDIORUM - UNIVERSITA’ DI BOLOGNA
SECONDA FACOLTA’ DI INGEGNERIA CON
SEDE A CESENA
CORSO DI LAUREA SPECIALISTICA
IN INGEGNERIA MECCANICA, CLASSE 36/S
SEDE DI FORLI’
PRESENTAZIONE
STUDIO DI TURBINA PER MICROCOGENERZIONE
CANDIDATO RELATORE
FEDERICO GAGLIARDI Prof. Ing. LUCA PIANCASTELLI
CORRELATORI
Prof. Ing. Vincenzo Dal Re,
Prof. Ing Gianmarco Saggiani
Dott. Ing Cristina Renzi
SCOPO DELLA TESI
STUDIO DI FATTIBILITA’ DI MICROTURBINA
AD USO DOMESTICO
Si vuole verificare la fattibilità di una microturbina per cogenerazione che sia semplice da costruire e impieghi come generatore elettrico un motore
brushless di derivazione commerciale
Requisiti fondamentali:
Generazione di energia termica pari a 10 – 12 kW
Assenza di un gruppo riduttore per limitare i componenti
Massima semplicità costruttiva
L’IDEA di PARTENZA
L’ idea è nata osservando le microturbine per aeromodelli amatoriali; tali macchine infatti sono molto semplici in quanto inizialmente pensate per una
costruzione “casalinga”
L’IDEA di PARTENZA
Tale macchina impiega un compressore di derivazione automobilistica, una turbina ricavata da un disco pieno opportunamente lavorato, mentre il circuito di lubrificazione sfrutta la pressione generata dal compressore
come effetto motore.
Si è inizialmente pensato di riconvertirla da turbogetto a turbina di potenza eliminando il convergente per i gas di scarico e cambiando l’inclinazione
dei palettamenti della turbina in modo da estrarre maggior potenza meccanica dai gas caldi
L’idea è stata abbandonata in quanto tale macchina in uscita presenta una potenza termica di circa 70 kW
Inoltre il regime di rotazione di circa 75.000 rpm risulta troppo elevato e richiede l’impiego di un riduttore di velocità
STUDIO DEL CICLO TUBOGAS
Visto l’impossibilità di adattamento della turbina per aeromodelli al nostro scopo si è reso necessario lo studio di un apposito ciclo turbogas
Le linee guida per la ricerca di un ciclo che soddisafacesse le nostre richieste sono state:
• Temperatura di ingresso turbina limitata per non dover raffreddare le pale
• Numero massimo di giri fissato in circa 35.000rpm
• Pressione di esercizio limitata per poter utilizzare il metano direttamente dalla rete senza dover impiegare un apposito compressore
CICLO TUBOGAS IDEALE
23
34
23p
34p
1
2
1
21id
TT
TT1
TTc
TTc1
Q
Q1
Q
QQη
4
3
1
2
1
3
p
p
p
pβ
T
Tτ εk
1k
k
1k
1
2
1
2 β)β(p
p
T
T
ε
1
2
1
3
1
3
3
4
idβ
11
T
T
T
T
1T
T
T
T
1η
)TT(c)TT(cWWW 12p43pctu
CICLO REALE TURBOGAS
1'2
12
1'2
12
cr
1cc
TT
TT
hh
hh
W
Wη
E’inoltre possibile considerare anche le perdite di pressione che si hanno in camera di combustione e
in uscita dalla turbina43
'43
43
'43
1t
trt
TT
TT
hh
hh
W
Wη
RIGENERAZIONE DEL CICLO
TURBOGAS
R = [cp45 (T4 - T5)]/[cp42 (T4 - T2)]
)TT(c
)TT(cpR
2442p
5445
R = 0,6 – 0,8
1
3
3
4
1
3
1
2
43
12
63
152
1R,id
T
T
T
T
T
T
1T
T
1TT
TT1
TT
TT1
1Q
Q1η
2564 TTeTT1R
FOGLIO EXCEL CICLO T.G.
I dati di input di tale foglio sono:
La temperatura di ingresso al compressore T1
Il rapporto di compressione
La temperatura di ingresso turbina T3
La potenza termica richiesta
Per la parte riguardante il ciclo ideale.
Per la parte riguardante il ciclo reale si sono aggiunte delle stime dei rendimenti dei turbina, compressore e le perdite
di pressione nella c.c e nello scambiatore di calore.
In uscita si sono ottenuti i rendimenti del ciclo ideale; reale semplice, totalmente rigenerato, parzialmente rigenerato e del recupero di energia termica
FOGLIO EXCEL CICLO T.G.
Da una prima analisi dei risultati è emersa la
ridotta portata d’aria necessaria ad ottenere
la voluta potenza termica e la non
convenienza di attuare una rigenerazione, in
quanto i miglioramenti a livello del ciclo
turbogas si sono rilevati molto più piccoli
rispetto le perdite di efficienza termica.
TURBINE A GAS
TURBINE A GAS
ASSIALI RADIALI
AZIONE REAZIONE
Tenendo conto delle nostre esigenze ( n° di giri, portata ridotta), si è scelto di adottare una turbina assiale ad azione semplice, perché:
TURBINA AD AZIONE
In tale tipo di turbina la conversione di energia di pressione del fluido avviene unicamente nei condotti statorici, quelli rotorici “catturano”
l’energia cinetica del fluido e la convertono in lavoro.
La mancanza di differenze di pressione tra monte e valle della girante rende i giochi più ampi a vantaggio della semplicità costruttiva
A parità di salto entalpico tale tipologia permette di lavorare a regimi di rotazione più bassi e non meno importante, di immettere il fluido di
lavoro anche su un arco limitato di circonferenza.
I rendimenti di tale macchina sono però inferiori rispetto quelli delle altre due e decadono molto se si passa da macchine mono a macchine
pluristadio
TURBINA AD AZIONE
)αcoscαcosc(u)cc(ucucuL 22112u1u2u21u1T
2
αcoscu 11
Caso ideale: sviluppo della equazione di Eulero con proporzionamento normale
Condizione di rendimento ottimo
TURBINA AZIONE
ww
cc
is
is
22
11
Nel caso reale si avranno delle perdite sia nello statore che nel diffusore
φ =coefficiente di perdita nei palettamenti fissi
Ψ =coefficiente di perdita nei palettamenti mobili
Tali coefficienti sono graficati in funzione dell’inverso del rapporto di espansione
e della deviazione della vena fluida
I triangoli di velocità cambiano ma non la condizione di massimo lavoro
RISULTATO
Scelto anche il tipo di turbina e visto il suo funzionamento si è creato un altro foglio excel per il suo studio
L’analisi dei due fogli elettronici ha permesso di poter delineare le caratteristiche funzionali dell’impianto e le dimensioni della turbina
tenendo conto delle condizioni che ci siamo imposti in partenza.
E’ stata necessaria una limitazione del lavoro specifico della turbina per non dover ricorrere ad una soluzione bi-stadio o ad un diametro troppo elevato
T1=15°C
β=1,5
T2=50,4°C
T3=750°C
T4=638°C
LT=112480,6 J/kg
LC=35568,8 J/kg
LU=76911,8 J/kg
η=10,9%
ηT=79%
ηC=70%
Δp/p=2%c.c.
Δp/p=5%s.c.
T2’=65,6°C
T4’=667,0°C
LTr=83051,0 J/kg
LCr=50812,5 J/kg
LUr=32238,5 J/kg
ηr=4,7%
CICLO IDEALE CICLO REALE
PORTATA ARIA,CONSUMO
COMBUSTIBILEIl calcolo della portata d’aria necessaria è stato
eseguito supponendo di riuscire a raffreddare i gas in uscita dalla turbina fino a 50°C
(Pth=12 kW)
s/kg01934,0cT'T
Pm
p.outs4
th
Pm= 582 W
ηth=90,2% ηTot=94,9%
s/kg00027,0Hi
Pm .comb
CH4
kW3.13cm)'TT(P p23.comb
CARATTERISTICHE GIRANTE
TURBINA
Numero di palettamenti = 16
Re= 60
Ri= 50
Rm=55
h= 10
s= 22
Inconel 100
COMPRESSORI
I turbocompressori possono essere assiali o centrifughi.
I compressori assiali hanno rendimento maggiore rispetto
quelli centrifughi e a parità di ingombro radiale permettono
di elaborare portate maggiori, ma necessitano di un
maggior numero di stadi per ottenere lo stesso rapporto di
compressione rispetto un compressore centrifugo.
Per le caratteristiche dell’applicazione la scelta ricade su un
compressore centrifugo a pale radiali.
COMPRESSORE CENTRIFUGO
Equazione di Eulero per compressore radiale
Lc=h02-h01=u2 c2u- u1 c1u= u2 c2u =u22
Caso reale si ha una deviazione della vena rispetto il caso ideale
z
π63,01μ
Lc= u2 c2ur= u22 μ
u2
ur2
c
cμ
nπ
60uD 22
z= 10+ 0,03 D2
Slip-factor Busemann-Stanitz
COMPRESSORE CENTRIFUGO
PID
P
A
A brπ2APID
bsen
SZrA P
P
'2
'21
rsen
SZ P
222 ACm R
12,003,0φ
Coefficiente di portata
2
R2
u
Cφ
CARCASSA
Carcassa= diffusore+voluta
Diffusore:en. cinetica→en. pressione
Voluta:raccogliere il fluido,
terminare trasformazione
Dimensionamento da “Bocchi, Motori a quattro tempi” per ventilatori
centrifughi, dato il basso rapporto di compressione
CONCLUSIONI
Possibilità di realizzazione di un ciclo cogenerativo con microturbina
Il basso rendimento del turbogas è recuperato dallo scambiatore di calore e convertito in energia termica.
Verifica resistenza girante turbina e compressore a forza centrifuga e albero a vibrazioni flessionali, prove sperimentali per convalidare i risultati
Limiti:
• l’utilizzo di componenti commerciali impone un limite ai giri e influisce negativamente sulla geometria delle macchine
Sviluppi:
la progettazione di un apposito generatore elettrico capace di ruotare a 90000-100000 rpm permetterebbe di avere macchine più piccole, meglio dimensionate e con maggiori rendimenti.