IT201800005073A1 - Apparato, processo e ciclo termodinamico per la produzione di potenza con recupero di calore - Google Patents
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Description
DESCRIZIONE
annessa a domanda di brevetto per BREVETTO D’INVENZIONE INDUSTRIALE avente per titolo:
“Apparato, processo e ciclo termodinamico per la produzione di potenza con recupero di calore”
Campo del trovato
La presente invenzione ha per oggetto un apparato, un processo ed un ciclo termodinamico per la produzione di potenza con recupero di calore.
La presente invenzione si colloca nell’ambito della produzione di potenza da recupero di calore (Waste Heat Recovery - WHR) da fumi di scarico di motori a combustione interna, in particolare da turbine a gas ma anche, ad esempio, da motori a combustione interna otto/diesel.
La presente invenzione può collocarsi nell’ambito della produzione di potenza meccanica e/o elettrica a valle di turbine a gas fisse, ad esempio per l’azionamento di macchine operatrici (pompe, compressori, etc.) e/o per la produzione di potenza elettrica per reti estese e/o isolate, con potenze da centinaia di kW fino a decine e centinaia di MW.
La presente invenzione può anche collocarsi nell’ambito della produzione di potenza meccanica e/o elettrica a valle di turbine a gas mobili, ad esempio a bordo di navi o movibili su trailer, con potenze da un minimo di qualche centinaia di kW fino a decine di MW.
Background del trovato
Lo stato dell’arte e lo standard di mercato per applicazioni Waste Heat Recovery da turbine a gas, motori e altri recuperi in genere, nonché nei cicli combinati, oggi è costituito dai cicli Rankine a vapore d’acqua, disponibili ed applicati in diverse varianti e diverse taglie
Sempre per applicazioni di Waste Heat Recovery, sia fisse che mobili, sono inoltre noti e commercialmente disponibili i cicli Rankine Organici (ORC) che, pur offrendo in taluni casi efficienze un po’ inferiori al ciclo a vapore d’acqua, si sono affermati grazie alla maggior semplicità costruttiva, i costi più contenuti, la mancata richiesta di acqua e la minima richiesta di personale di conduzione.
Sono inoltre noti cicli chiusi a gas, ossia cicli chiusi Brayton (Brayton closed cycle), anche detti cicli chiusi di turbine a gas (CCGT - Closed Cycle Gas Turbine). Tali cicli CCGT sono stati in uso per diversi anni fra gli anni ‘30 e gli anni ’70 per applicazioni di produzione di potenza da carbone e/o altri combustibili ‘sporchi’, annoverando qualche decina di unità realizzate.
Il documento pubblico US 2005/0056001A1 (Frutschi, Dittmann) illustra un impianto per la generazione di potenza per applicazioni di grande potenza, come ad esempio centrali elettriche, in cui una macchina secondaria è collegata a valle di una turbina a gas a ciclo aperto ed è configurata per sfruttare il calore residuo dei fumi di scarico di tale turbina a gas. La macchina secondaria è una turbina a gas a ciclo chiuso (CCGT) e lavora con un fluido di processo gassoso. La turbina a gas a ciclo chiuso comprende un compressore con inter-refrigeratori, un dispositivo per riscaldare il fluido di processo che utilizza il calore di scarto dei citati fumi di scarico, una turbina ed un dissipatore di calore.
E’ anche noto il documento US 2012/039701 che illustra un ciclo Brayton chiuso a CO2 che riceve calore, in uno scambiatore, da gas di scarico a circa 1250°C provenienti da una camera di combustione.
E’ inoltre noto il documento US 3791137 che illustra un motore a turbina a gas a ciclo chiuso che riceve calore da un letto fluido alimentato con un carburante e con aria compressa proveniente da un compressore di un motore a turbina a gas a ciclo aperto.
Sommario
La Richiedente ha osservato che i cicli Rankine a vapore d’acqua utilizzano caldaie di varie tipologie e sono caratterizzati da buone efficienze di conversione ma di contro sono complessi, richiedono l’acqua e sistemi di trattamento relativi, sono relativamente poco rapidi nei cambi di carico e presentano prestazioni ai carichi parziali non particolarmente buone. Inoltre, i cicli Rankine a vapore d’acqua possono presentare problemi di congelamento (freezing) in zone fredde e richiedono normalmente la presenza di conduttori professionali. La loro complessità, legata in particolare alla conformazione della caldaia, dell’espansore e dei sistemi ausiliari, fra i quali in particolare i sistemi di trattamenti dell’acqua per la particolare purezza richiesta per l’acqua demineralizzata di reintegro e per il vapore li rende piuttosto costosi ed ingombranti.
La Richiedente ha ulteriormente osservato che i cicli Rankine Organici (ORC) sono meno efficienti rispetto ai cicli Rankine a vapore d’acqua, devono utilizzare un fluido intermedio, tipicamente olio diatermico, per motivi di stabilità termica ed i fluidi organici che utilizzano sono spesso infiammabili. Conseguentemente anche tali sistemi sono ingombranti e non trasportabili se non per piccolissime taglie.
In ragione di questa carenze/limiti, molte applicazioni di turbine a gas e motori sono ancora in ciclo aperto e non hanno installato alcun sistema di recupero a valle. La Richiedente ha inoltre osservato che i cicli chiusi di turbine a gas (CCGT) come quello di US 2005/0056001A1, sono concepiti per recuperare tutto il calore utile contenuto nei fumi di scarico delle turbine a gas. A tale scopo, US 2005/0056001A1 descrive la regolazione della temperatura di scarico dei fumi della turbina a gas (a ciclo aperto) in atmosfera, regolando la temperatura di aspirazione dell’ultimo stadio di compressione (del compressore della turbina a gas in ciclo chiuso). Dovendo recuperare tutto il calore al fine di cercare di convertirlo in energia utile, i cicli CCGT di US 2005/0056001A1, che utilizzano come fluido di lavoro aria, presentano rapporti di compressione molto alti, tipicamente dieci o superiori, con la conseguenza che la temperatura di scarico dell’espansore del ciclo chiuso è circa uguale alla temperatura di mandata del compressore. La temperatura di scarico dell’espansore è simile alla temperatura di mandata del compressore e quindi, assunti anche i rendimenti reali di compressore e espansore, ne segue che in quelle aree il lavoro di compressione è addirittura superiore al lavoro di espansione e ciò limita le prestazioni e l’efficienza del ciclo. Per ovviare a tale limite, lo stesso US 2005/0056001A1 propone anche un ciclo CCGT combinato con iniezione di acqua e produzione interna di vapore e quindi espansione di una miscela di gas e vapore. Questo accorgimento permette di abbassare il rapporto di compressione a scapito però della semplicità e delle dimensioni (e quindi della trasportabilità) delle turbomacchine e dell’impianto nel suo complesso, nonché introduce tutti i problemi legati al trattamento dell’acqua ed alla corrosività che essa crea in presenza di ossigeno.
La Richiedente ha anche osservato che i sistemi noti come quelli descritti in US 2012/039701 e US 3791137 non sono in realtà sistemi di recupero del calore da gas di scarico di motori a combustione interna (che potrebbero funzionare da sé e il cui calore di scarico sarebbe destinato ad essere perduto), ma sistemi più complessi in cui le rispettive fonti di calore sono motori che non avrebbero senso di esistere da soli e se non accoppiati ad un ciclo Brayton chiuso.
In tale ambito, la Richiedente ha percepito la necessità di ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza (energia meccanica e/o elettrica) con recupero di calore (WHR) da motori a combustione interna, in particolare da turbine a gas, migliorativo rispetto agli apparati/processi/cicli della tecnico nota, tra i quali quelli sopra descritti.
La Richiedente si è posta in particolare i seguenti obiettivi:
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR con elevate efficienze di conversione, i.e. uguali o superiori a quelle in uso ed in particolare a quelle dei cicli Rankine a vapore;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR che offra a valle di turbine a gas rendimenti ai carichi parziali addirittura superiori al rendimento al carico nominale;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR in grado di lavorare/funzionare sia in assetto solo elettrico, parzialmente cogenerativo o completamente cogenerativo, sempre con rendimenti ottimizzati delle turbomacchine, consentendo quindi una flessibilità di esercizio superiore ai sistemi di cogenerazione/CHP (Combine Heat and Power) noti, a fronte di eventuali carichi termici variabili sia stagionalmente che su base giornaliere o casuale;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR
semplice e di costo contenuto;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR compatto ed agevolmente trasportabile ed anche di facile installazione ed allacciamento;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR che realizzino quanto sopra con parti e componenti modulari e scalabili a diversi livella di potenza, al fine di permettere di produrre componenti uguali anche per impianti di taglia di diversa, con conseguente economia di scala positiva sui costi di realizzazione;
� ideare un apparato/processo/ciclo per la produzione di potenza da WHR che con un numero finito di componenti, i.e. turbine, compressori, scambiatori, copra tutta una gamma continua di potenze di applicazione.
La Richiedente ha trovato che gli obiettivi sopra indicati e altri ancora possono essere raggiunti tramite un ciclo chiuso a gas CCGT (Closed Cycle Gas Turbine) di tipo recuperativo, posto a valle di un motore a combustione interna e configurato per sfruttarne il calore dei fumi di scarico, preferibilmente fino ad una temperatura superiore a circa 180-200°C.
In particolare, gli obiettivi indicati ed altri ancora sono sostanzialmente raggiunti da un apparato, un processo ed un ciclo termodinamico per la produzione di potenza con recupero di calore del tipo rivendicati nelle annesse rivendicazioni e/o descritti nei seguenti aspetti.
In un aspetto indipendente, la presente invenzione riguarda un apparato per la produzione di potenza con recupero di calore, comprendente:
un motore primario ed un motore secondario collegato a valle del motore primario per lo sfruttamento di calore di scarto proveniente da detto motore primario;
il motore primario essendo un motore a combustione interna presentante uno scarico per fumi di scarico;
il motore secondario essendo una turbina a gas a ciclo chiuso comprendente un dispositivo di compressione secondario, un turbo-espansore di gas secondario, un circuito chiuso attraversato da un fluido di lavoro e collegante detti dispositivo di compressione secondario e detto turbo-espansore di gas secondario;
uno scambiatore di calore disposto a valle dello scarico e comprendente una porzione di scambio termico del circuito chiuso, in cui detto scambiatore di calore è attraversato dai fumi di scarico per trasferire calore da detti fumi di scarico al fluido di lavoro del circuito chiuso.
In un aspetto, la porzione di scambio termico è direttamente collegata al turboespansore di gas secondario. Preferibilmente, tra la porzione di scambio termico e il turbo-espansore di gas secondario non vi sono altri dispositivi di scambio termico.
Preferibilmente, la fonte di calore per il motore secondario è data dai soli fumi di scarico del motore primario.
In un aspetto, una temperatura di scarico dei fumi di scarico immediatamente a monte della porzione di scambio termico è compresa tra 400°C e 700°C.
In un aspetto, un rapporto tra una potenza generata dal motore primario ed una potenza generata dal motore secondario è compreso tra uno e quattro, più preferibilmente tra due e tre.
In un aspetto, la turbina a gas a ciclo chiuso lavora secondo un ciclo subcritico. In questo modo il fluido di lavoro presenta un comportamento simile a quello di un gas ideale.
In un aspetto, detta “Pc” la pressione critica e “Tc” la temperatura critica per un determinato fluido di lavoro e “Pmax” la pressione massima del ciclo e “Tmin” la temperatura minima del ciclo, il fluido di lavoro nella turbina a gas a ciclo chiuso lavora con almeno una delle due seguenti condizioni:
Pmax < 0.9 x Pc; e/o
Tmin > 1.2 x Tc.
In un aspetto, il motore secondario comprende un recuperatore operativamente disposto nel circuito chiuso a valle del turbo-espansore di gas secondario e a monte dello scambiatore di calore e configurato per trasferire calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario e diretto nello scambiatore di calore.
In un aspetto, il motore primario è una turbina a gas a ciclo aperto e comprende un compressore primario, un turbo-espansore di gas primario ed una camera di combustione operativamente interposta tra il compressore primario ed il turboespansore di gas primario. La temperatura di scarico dei fumi di scarico compresa tra 400°C e 700°C è la temperatura tipica di una turbina a gas a ciclo aperto .
In un aspetto, un generatore primario è operativamente collegato al motore primario a combustione interna.
In un aspetto, un generatore secondario è operativamente collegato al turboespansore di gas secondario.
In un aspetto indipendente, la presente invenzione riguarda un processo per la produzione di potenza con recupero di calore, preferibilmente attuato con l’apparato secondo almeno uno degli aspetti elencati e/o almeno una delle rivendicazioni allegate.
In un aspetto, il processo comprende: accoppiare ad uno scarico di un motore a combustione interna una porzione di scambio termico di un circuito chiuso di una turbina a gas a ciclo chiuso per trasferire calore da fumi di scarico provenienti dal motore a combustione interna ad un fluido di lavoro del circuito chiuso e riscaldare detto fluido di lavoro; far circolare il fluido di lavoro nel circuito chiuso.
In un aspetto, far circolare comprende:
immettere il fluido di lavoro riscaldato dai fumi di scarico in un turboespansore di gas secondario posta immediatamente a valle di detta porzione di scambio termico del circuito chiuso e far espandere il fluido di lavoro nel turbo-espansore di gas secondario;
immettere il fluido di lavoro espanso proveniente dal turbo-espansore di gas secondario in un dispositivo di compressione secondario e comprimere detto fluido di lavoro per poi farlo transitare di nuovo in detta porzione di scambio termico.
In un aspetto, in un recuperatore operativamente disposto nel circuito chiuso a valle del turbo-espansore di gas secondario e a monte di detta porzione di scambio termico, il fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario cede calore al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario e diretto in detta porzione di scambio termico.
In un aspetto, una temperatura di scarico dei fumi di scarico immediatamente a monte della porzione di scambio termico è compresa tra 400°C e 700°C.
In un aspetto, il motore a combustione interna è una turbina a gas a ciclo aperto. In un aspetto, un rapporto tra una potenza generata dalla turbina a gas a ciclo aperto ed una potenza generata dalla turbina a gas a ciclo chiuso è compreso tra uno e quattro, più preferibilmente tra due e tre.
In un aspetto, il fluido di lavoro nella turbina a gas a ciclo chiuso lavora in uno stato subcritico.
In un aspetto indipendente, la presente invenzione riguarda un ciclo termodinamico, preferibilmente eseguito dall’apparato e/o nel processo secondo almeno uno degli aspetti elencati e/o almeno una delle rivendicazioni allegate.
In un aspetto, il ciclo termodinamico comprende:
un ciclo primario aperto di motore a combustione interna;
un ciclo secondario chiuso di turbina a gas operativamente accoppiato al ciclo primario aperto per ricevere una parte del calore scaricato da fumi di scarico di detto ciclo primario aperto;
in cui il ciclo secondario chiuso è del tipo recuperativo.
In un aspetto, il ciclo primario aperto è un ciclo di turbina a gas.
In un aspetto, una temperatura di scarico dei fumi di scarico è compresa tra 400°C e 700°C.
In un aspetto, il ciclo secondario chiuso di turbina a gas riceve calore solo da detti fumi di scarico.
In un aspetto, il ciclo secondario chiuso di turbina a gas è subcritico.
La Richiedente ha verificato che per applicazioni con recupero di calore (WHR), in particolare ma non esclusivamente da turbine a gas, il ciclo chiuso di turbina a gas (CCGT) del tipo recuperativo secondo l’invenzione, pur non utilizzando tutto il calore sensibile contenuto nei fumi di scarico dei motori a combustione interna, consente di ottenere efficienze di recupero uguali e superiori ai cicli noti Rankine a vapore d’acqua e superiori ai cicli organici (ORC).
Il ciclo chiuso di turbina a gas (CCGT) del tipo recuperativo secondo l’invenzione consente di massimizzare la potenza meccanica/elettrica generata ed al tempo stesso di minimizzare il calore recuperato e quindi il calore da smaltire/dissipare in atmosfera.
Soprattutto, è da evidenziare che ciclo chiuso di turbina a gas (CCGT) del tipo recuperativo secondo l’invenzione consente un miglior rendimento exergetico. Infatti, oltre ad avere un buon rendimento di conversione, superiore o prossimo al vapore e superiore all’ORC, rilascia ancora del calore di scarto a temperatura relativamente elevata che quindi ha un contenuto exergetico elevato e consente ulteriori recuperi e/o altri usi.
Inoltre, la Richiedente ha verificato che il ciclo chiuso di turbina a gas (CCGT) del tipo recuperativo secondo l’invenzione può essere implementato tramite un sistema molto semplice e modulare. Tale sistema non utilizza acqua (ed i relativi e necessari sistemi di trattamento) ma utilizza fluidi non tossici e non infiammabili che possono scambiare calore direttamente con i fumi discarico delle turbine a gas.
La Richiedente ha verificato che, grazie alla presenza del recuperatore ed al conseguente rapporto di compressione ottimizzato più basso, il lavoro specifico è più basso e la portata è maggiore ed è quindi possibile utilizzare proficuamente turbocompressori ed espansori anche per turbine a gas industriali e aero-derivate, con vantaggi in termini di uso, manutenzione e compattezza, ed eventuale trasportabilità. Di fatto portate maggiori e rapporti di compressioni minori si adattano meglio alle turbomacchine che caratterizzano la soluzione proposta dalla Richiedente per WHR da turbine a gas industriali e aero-derivate.
Quanto sopra è vero utilizzando aria come fluido di lavoro, e quindi anche con Azoto, o miscela di azoto con piccola percentuale di ossigeno per favorire la protezione/ossidazione dei materiali alle alte temperature, ma è ancor più vero con un fluido di lavoro monoatomico come l’Argon.
In un aspetto, il fluido di lavoro è monoatomico.
In un aspetto, il fluido di lavoro è biatomico.
In un aspetto, il fluido di lavoro è triatomico lineare.
In un aspetto, il fluido di lavoro è scelto dal gruppo comprendente: aria, Argon, Azoto, miscela di aria e Argon, miscela di Argon e Azoto, miscela di aria e Azoto, Anidride Carbonica. Preferibilmente, l’Anidride Carbonica è in condizioni subcritiche.
I fluidi monoatomici, come ad esempio l’Argon, si caratterizzano per elevati salti di temperatura anche con rapporti di espansione molto contenuti. L’Argon inoltre, essendo relativamente pesante (peso atomico circa 40), comporta dei salti entalpici delle turbomacchine contenuti. Di conseguenza le turbomacchine di un ciclo CCGT per WHR da turbina a gas ad Argon (o anche miscela aria-Argon o Argon-Azoto, etc.) sono caratterizzate da bassi rapporti di espansione e salti entalpici contenuti. Questo, unitamente al fatto che la portata volumetrica può essere entro certi termini regolata agendo sulla pressione minima/media del ciclo, comporta un design ottimale e quindi rendimenti molto elevati delle turbomacchine.
Inoltre, i gas citati sono inerti, non infiammabili e stabili oltre ad essere disponibili nell’atmosfera e dunque economici.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende il fluido di lavoro.
In un aspetto, il ciclo il secondario chiuso presenta una compressione interrefrigerata con almeno un livello di inter-refrigerazione.
In un aspetto, si prevede di eseguire almeno una inter-refrigerazione, preferibilmente almeno due inter-refrigerazioni, durante la compressione del fluido di lavoro nel dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, si prevede di comprimere il fluido di lavoro nel dispositivo di compressione secondario secondo una pluralità di stadi di compressione ed eseguire una inter-refrigerazione per ogni stadio di compressione.
In un aspetto, almeno un dispositivo di refrigerazione è operativamente associato al dispositivo di compressione secondario ed è configurato per raffreddare almeno parte del fluido di lavoro transitante nel dispositivo di compressione secondario. In un aspetto, il dispositivo di compressione secondario comprende una pluralità di compressori secondari ed una pluralità di dispositivi di refrigerazione sono operativamente interposti tra i compressori secondari per eseguire una compressione inter-refrigerata.
In un aspetto, detta parte di calore ricevuto dal ciclo secondario chiuso è minore del 70% del calore scaricato dal ciclo aperto, preferibilmente compresa tra il 50% ed il 70% del calore scaricato dal ciclo primario aperto.
In un aspetto, il recuperatore presenta un’efficienza pari almeno all’80%, preferibilmente superiore al 90%.
In un aspetto, il recupero di calore nel ciclo secondario chiuso è maggiore del 80%, preferibilmente maggiore del 90%.
In un aspetto, una temperatura di scarico (a monte della porzione di scambio termico) dei fumi di scarico è uguale a o maggiore di 450°C.
In un aspetto, una temperatura di scarico (a monte della porzione di scambio termico) dei fumi di scarico è uguale a o minore di 650°C.
In un aspetto, una temperatura dei fumi di scarico immediatamente a valle della porzione di scambio termico è compresa tra 170°C e 300°C, preferibilmente tra 185°C e 250°C, preferibilmente tra 190°C e 220°C.
La Richiedente ha verificato che l’utilizzo del recuperatore con un efficienza minima di circa 90% (ma fino anche a 80% - 85%), unitamente all’utilizzo di almeno una inter-refrigerazione e previa selezione dell’opportuno rapporto di espansione in funzione del fluido utilizzato, fornisce diversi vantaggi e, in particolare, consente di ridurre la quantità di calore recuperata dai fumi di scarico (tra il 50% ed il 70%), raffreddando i fumi solo fino ad una temperatura di circa 170°C - 300°C, avendo quindi necessità di utilizzare sistemi di dissipazione molto poco ingombranti ed anche caldaie a recupero molto più compatte ed economiche e che inoltre creano minori perdite di carico sulla turbina a gas a monte, inficiandone molto meno le prestazioni.
Inoltre, i fumi di scarico, anche dopo lo scambio termico con il ciclo secondario, trattengono una quantità di calore significativa e disponibile per eventuali altri ulteriori utilizzi. Tale calore ancora disponibile potrà eventualmente essere ulteriormente utilizzato con tecnologie più idonee alle basse temperature dei fumi. Ad esempio, l’ulteriore calore a disposizione (170°C e 300°C) può essere utilizzato per:
- incrementare ulteriormente la potenza, mediante un ciclo ORC bottoming rispetto al ciclo CCGT;
- cogenerazione di calore;
- azionamento di un apparato di raffreddamento (chiller), mediante ORC, o direttamente con chiller ad assorbimento o con chiller a gas (ciclo a gas). In un aspetto, una temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario è maggiore di una temperatura di mandata del dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, una differenza tra una temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario ed una temperatura di mandata del dispositivo di compressione secondario è maggiore di 80°C, preferibilmente maggiore di 120°C, preferibilm ente compresa tra 80°C e 220°C. Tale differenza conferisce elevate effici enze di recupero del ciclo secondario.
In un aspetto, una temperatura di mandata di detto dispositivo di compressione secondario è compresa tra 50°C e 100°C.
In un aspetto, una temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario è compresa tra 185°C e 250°C.
In un aspetto, una temperatura dei fumi di scarico a valle della porzione di scambio termico è sostanzialmente uguale alla temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario.
In un aspetto, un rapporto di compressione di detto dispositivo di compressione secondario è compreso tra due e otto.
In un aspetto, un rapporto di compressione di detto dispositivo di compressione secondario è compreso tra tre e cinque se il fluido di lavoro è monoatomico. L’impiego di Argon o di una miscela con Argon come fluido di lavoro consente di adottare rapporti di compressione compresi fra tre e cinque e salti entalpici contenuti per le turbomacchine con indubbi vantaggi in termini di rendimento e anche di semplicità e di costo.
In un aspetto, un rapporto di compressione di detto dispositivo di compressione secondario è compreso tra sei e otto se il fluido di lavoro è biatomico.
In un aspetto, il recuperatore è scelto dal gruppo comprendente i seguenti tipi: a pacco alettato (plate fin coil), primary surface, formed plate, printed circuit.
Tali configurazioni di recuperatori consentono di ottenere livelli di efficienze del recuperatore stesso superiori al 90% (anche 92% - 95%) con perdite di carico totali sui due lati anche inferiori a 5% (anche inferiori al 2%), il che consente di ottenere elevati rendimenti di cicli.
I cicli chiusi di turbina a gas (CCGT) con recupero di calore (WHR) e recuperatore secondo l’invenzione presentano differenze di temperature non elevate e transitori termici limitati e pertanto l’utilizzo delle citate tipologie di recuperatori è particolarmente adatto e vantaggioso nel ciclo/apparato/processo secondo l’invenzione.
Il fatto che il ciclo/apparato/processo proposto dalla Richiedente abbia temperature di esercizio tipiche comprese fra 50°C e 290°C (preferibilmente tra 100°C e 2 20°C) rende possibile l’adozione di questi tipi di recuperatori e contribuisce a rendere competitivo tale ciclo/apparato/processo.
In un aspetto, il recuperatore è del tipo a pacco alettato con aletta continua, preferibilmente realizzato in Cu-Ni. Tale recuperatore è particolarmente economico e può essere impiegato fino a circa 230°C. Il suo utilizzo è pertanto possibile nel ciclo/apparato/processo secondo l’invenzione quando le pressioni non sono eccessive, quindi soprattutto per piccole taglie.
In un aspetto, il recuperatore è del tipo a pacco alettato con aletta continua è in acciaio e ciò consente di salire con le pressioni di esercizio.
In un aspetto, il recuperatore primary surface (PSR) oppure il recuperatore formed plate è realizzato con tecnica sia di saldatura per diffusione (diffusion bonding) sia per brasatura.
Tali configurazioni di recuperatori consentono inoltre l’utilizzo dell’Argon (o miscela Argon e azoto oppure Argon e aria, etc.), che tipicamente è un fluido dalla prestazioni di scambio termico non brillanti (in quanto pesante e con un Cp massico modesto) senza penalizzare il ciclo con perdite di carico importanti e consentendo di avere dei rapporti di compressione molto bassi che permettono una ottimizzazione dei rendimenti delle turbomacchine.
In un aspetto, si prevede di accoppiare al ciclo primario aperto un ciclo ausiliario Rankine organico (ORC di bottoming) configurato per ricevere una parte del calore residuo scaricato dal ciclo primario aperto, dopo la cessione di calore al ciclo secondario chiuso.
In un aspetto, si prevede di accoppiare, allo scarico del motore a combustione interna ed a valle della porzione di scambio termico, un circuito di un apparato a ciclo Rankine organico (ORC), in cui detto apparato a ciclo Rankine organico riceve calore dai fumi di scarico dopo che detti fumi di scarico hanno ceduto calore al motore secondario.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende un apparato a ciclo Rankine organico (ORC) operativamente accoppiato allo scarico del motore primario a valle della porzione di scambio termico del circuito chiuso per ricevere calore dai fumi di scarico dopo che detti fumi di scarico hanno ceduto calore al motore secondario.
Il ciclo ORC a valle permette di sfruttare la quantità di calore significativa trattenuta dai fumi di scarico dopo lo scambio termico con il ciclo secondario.
In un aspetto, si prevede di accoppiare al ciclo secondario chiuso un ciclo ausiliario Rankine organico (ORC di bottoming) configurato per ricevere una parte del calore del fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende un apparato a ciclo Rankine organico (ORC) operativamente accoppiato al ciclo secondario chiuso per ricevere calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario.
In un aspetto, si prevede di accoppiare al ciclo primario aperto un ciclo ausiliario di raffreddamento configurato per ricevere una parte del calore residuo scaricato dal ciclo primario aperto, dopo la cessione di calore al ciclo secondario chiuso, e per raffreddare aria in ingresso in detto ciclo primario aperto.
In un aspetto, si prevede di accoppiare allo scarico del motore a combustione interna ed a valle della porzione di scambio termico un circuito di un apparato di raffreddamento.
In un aspetto, detto apparato di raffreddamento riceve calore dai fumi di scarico dopo che detti fumi di scarico hanno ceduto calore al motore secondario.
In un aspetto, detto apparato di raffreddamento raffredda aria in ingresso al turboespansore di gas primario.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende un apparato di raffreddamento operativamente accoppiato allo scarico del motore primario a valle della porzione di scambio termico del circuito chiuso per ricevere calore dai fumi di scarico dopo che detti fumi di scarico hanno ceduto calore al motore secondario.
In un aspetto, l’apparato di raffreddamento è operativamente accoppiato ad un ingresso del compressore primario per raffreddare aria in ingresso a detto compressore primario (inlet cooling).
In un aspetto, l’apparato di raffreddamento comprende un frigorifero ad assorbimento oppure un motore primo ausiliario accoppiato ad un gruppo frigorifero come macchina condotta oppure un frigorifero a ciclo Brayton.
In un aspetto, l’apparato di raffreddamento comprende una serpentina di raffreddamento disposta all’ingresso del compressore primario.
L’apparato di raffreddamento consente dunque di produrre un refrigerante in grado di raffreddare l’aria in ingresso al turbo-espansore di gas primario, ottenendo un aumento di potenza e di rendimento.
In un aspetto, si prevede di accoppiare un ciclo ausiliario di riscaldamento al ciclo secondario chiuso per prelevare calore dal ciclo secondario chiuso ed alimentare un’utenza termica.
In un aspetto, si prevede di accoppiare al motore secondario un circuito di riscaldamento, in cui detto circuito di riscaldamento preleva calore dal circuito chiuso ed alimenta un’utenza termica.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende un circuito di riscaldamento operativamente accoppiato al motore secondario ed accoppiabile ad un’utenza termica.
L’apparato/processo/ciclo secondo l’invenzione assume una configurazione cogenerativa (CHP – Combined Heat and Power) e permette di produrre acqua calda per teleriscaldamento (160°C – 180°C) e/o vapore per stabilimenti.
In un aspetto, il circuito di riscaldamento comprende almeno uno scambiatore ausiliario operativamente accoppiato al circuito chiuso presso detto dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, il circuito di riscaldamento preleva calore tra stadi di compressione/compressori del dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, il circuito di riscaldamento comprende una pluralità di scambiatori ausiliari interposti tra i compressori secondari.
In un aspetto, si prevede di regolare il carico immettendo fluido di lavoro in pressione nel circuito chiuso oppure estraendo fluido di lavoro dal circuito chiuso.
In un aspetto, il motore secondario comprende un dispositivo di regolazione di carico comprendente un serbatoio per il fluido di lavoro in pressione collegato ad un primo punto del circuito chiuso posto a monte di detto dispositivo di compressione secondario e ad un secondo punto del circuito chiuso posto a valle di detto dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, il dispositivo di regolazione di carico comprende un compressore o una pompa collegato/a al serbatoio per caricare aria compressa in detto serbatoio oppure una bombola di gas (preferibilmente un fluido di lavoro monoatomico, preferibilmente Argon, o biatomico) operativamente collegata a detto serbatoio. In un aspetto, un condotto di immissione, preferibilmente provvisto di una valvola di immissione, collega il serbatoio per il fluido di lavoro in pressione ad un punto del circuito chiuso posto a monte del dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, un condotto di scarico, preferibilmente provvisto di una valvola di scarico, collega il serbatoio per il fluido di lavoro in pressione ad un punto del circuito chiuso posto a valle del dispositivo di compressione secondario.
In un aspetto, un condotto di rifiuto di carico (load rejection), preferibilmente provvisto di una valvola di rifiuto di carico, collega un punto del circuito chiuso posto a valle del dispositivo di compressione secondario e prima del recuperatore ed un punto del circuito chiuso posto a monte del dispositivo di compressione secondario e dopo il recuperatore.
In un aspetto, il motore secondario comprende un serbatoio ausiliario, preferibilmente presentante dimensioni inferiori rispetto al serbatoio, collegato ad un terzo punto del circuito chiuso posto tra il recuperatore e lo scambiatore di calore. In un aspetto un condotto di sovraccarico (fast overload), preferibilmente provvisto di una valvola di sovraccarico, collega il serbatoio ausiliario ad un punto del circuito chiuso posto immediatamente a monte della porzione di scambio termico.
In un aspetto, il serbatoio ausiliario è collegato al condotto di scarico.
In un aspetto, un compressore ausiliario o una pompa ausiliaria, preferibilmente collegato/a al condotto di scarico è collegato/a al serbatoio ausiliario.
In un aspetto, il motore secondario comprende una turbina di avviamento (start up) operativamente collegata alla turbina a gas a ciclo chiuso.
In un aspetto, un condotto di avviamento, preferibilmente provvisto di una valvola di avviamento, collega il serbatoio alla turbina di avviamento.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende: un primo sensore di temperatura operativamente accoppiato al circuito chiuso immediatamente a monte della porzione di scambio termico, per rilevare una temperatura del fluido di lavoro prima del passaggio nello scambiatore di calore. In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende: un secondo sensore di temperatura operativamente accoppiato al circuito chiuso immediatamente a valle della porzione di scambio termico, per rilevare una temperatura del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore di calore.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende: un terzo sensore di temperatura operativamente accoppiato allo scarico per fumi di scarico immediatamente a monte della porzione di scambio termico, per rilevare una temperatura dei fumi di scarico prima del passaggio nello scambiatore di calore.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende: un quarto sensore di temperatura operativamente accoppiato allo scarico per fumi di scarico immediatamente a valle della porzione di scambio termico, per rilevare una temperatura dei fumi di scarico dopo il passaggio nello scambiatore di calore.
In un aspetto, l’apparato per la produzione di potenza con recupero di calore comprende una unità di controllo operativamente collegata al primo, al secondo, al terzo ed al quarto sensore di temperatura, alla valvola di immissione ed alla valvola di scarico, per regolare il carico.
In un aspetto, l’unità di controllo è configurata per:
calcolare una prima differenza tra la temperatura dei fumi di scarico prima del passaggio nello scambiatore di calore e la temperatura del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore di calore;
calcolare una seconda differenza tra la temperatura dei fumi di scarico dopo il passaggio nello scambiatore di calore e la temperatura del fluido di lavoro prima del passaggio nello scambiatore di calore;
calcolare un errore sottraendo la seconda differenza dalla prima differenza; ridurre il carico, aprendo la valvola di scarico, se l’errore è maggiore di zero o aumentare il carico, aprendo la valvola di immissione, se l’errore è minore di zero.
In un aspetto, l’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di avviamento ed è configurata per avviare la turbina a gas a ciclo chiuso aprendo detta valvola di avviamento.
In un aspetto, l’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di rifiuto di carico ed è configurata per evitare la sovra-velocità (overspeed) del turboespansore di gas secondario aprendo detta valvola di rifiuto di carico.
In un aspetto, l’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di sovraccarico ed è configurata per sovraccaricare (fast overload) il turbo-espansore di gas secondario aprendo detta valvola di sovraccarico.
In un aspetto, la turbina a gas a ciclo chiuso presenta un singolo albero (single shaft turbomachine). Il dispositivo di compressione secondario, preferibilmente dotato di una pluralità di stadi di compressione (preferibilmente quattro o cinque stadi, preferibilmente centrifughi), e il turbo-espansore di gas secondario, preferibilmente dotato di una pluralità di stadi di espansione (preferibilmente da due a quattro stadi di espansione assiali), sono meccanicamente collegati da un singolo albero.
La Richiedente ha inoltre trovato che gli apparati/processi/cicli realizzati con la turbina a gas a ciclo chiuso “single shaft”, grazie ai rapporti di compressione/espansione contenuti, soprattutto con fluidi monoatomici e biatomici, presentano efficienze molto elevate, poiché le “specific speed”, ossia i numeri di giri caratteristici di ciascuno stadio di compressione, sono simili e non variano molto fra stadio e stadio.
In un aspetto differente, la turbina a gas a ciclo chiuso presenta una configurazione a doppio albero (double shaft turbomachine). La turbina a gas a ciclo chiuso comprende un primo turbo-espansore di gas secondario ed un primo compressore secondario meccanicamente collegati da un primo albero. La turbina a gas a ciclo chiuso comprende un secondo turbo-espansore di gas secondario, un secondo compressore secondario ed un terzo compressore secondario meccanicamente collegati da un secondo albero.
Ulteriori caratteristiche e vantaggi appariranno maggiormente dalla descrizione dettagliata di forme d’esecuzione preferite, ma non esclusive, di un apparato, di un processo e di un ciclo termodinamico in accordo con la presente invenzione.
Descrizione dei disegni
Tale descrizione verrà esposta qui di seguito con riferimento agli uniti disegni, forniti a solo scopo indicativo e, pertanto, non limitativo, nei quali:
� la figura 1 illustra schematicamente un apparato per la produzione di potenza con recupero di calore secondo l’invenzione;
� la figura 2 è un diagramma T-S di un ciclo chiuso di turbina a gas attuato con l’apparato di figura 1;
� la figura 3 è un diagramma T-Q relativo all’apparato di figura 1;
� la figura 4 illustra una variante dell’apparato di figura 1;
� la figura 4A illustra una ulteriore variante dell’apparato di figura 1;
� la figura 5 illustra una ulteriore variante dell’apparato di figura 1;
� la figura 6 illustra una ulteriore variante dell’apparato di figura 1;
� la figura 6A illustra diagrammi T-S affiancati relativi alla variante di figura 6; � la figura 7 illustra l’apparato di figura 1 con in evidenza dispositivi di gestione e regolazione dello stesso;
� la figura 8 illustra una variante costruttiva di una parte dell’apparato di figura 1.
Descrizione dettagliata
Con riferimento alla figura 1, con il numero di riferimento 1 è complessivamente indicato un apparato per la produzione di potenza con recupero di calore secondo la presente invenzione.
L’apparato 1 comprende un motore primario 2 ed un motore secondario 3 collegato a valle del motore primario 2 per lo sfruttamento di una parte del calore di scarto proveniente da detto motore primario 2.Il motore primario 2 è in grado di produrre una potenza da qualche centinaia di kW fino a decine di MW in funzione della taglia e il motore secondario 3 produce una potenza dello stesso ordine di grandezza. In particolare, il motore primario 2 produce una potenza che è dalle due alle tre volte la potenza prodotta dal motore secondario 3.
Il motore primario 2 è un motore a combustione interna presentante uno scarico 4 per fumi di scarico 5. Nella forma preferita illustrata, il motore a combustione interna 2 è una turbina a gas a ciclo aperto e comprende un compressore primario 6, un turbo-espansore di gas primario 7 ed una camera di combustione 8 operativamente interposta tra il compressore primario 6 ed il turbo-espansore di gas primario 7. Il compressore primario 6 ed il turbo-espansore di gas primario 7 sono meccanicamente collegati da un singolo albero 9 al quale è anche collegato un generatore primario 10. Aria 11 immessa nel compressore primario 6 è compressa ed immessa nella camera di combustione 8 in cui è inserito anche un combustibile 12. Nella camera di combustione 8 avviene la combustione ed i gas combusti immessi nel turbo-espansore a gas primario 7 si espandono determinando la rotazione del turbo-espansore a gas primario 7 e la generazione di energia meccanica ed elettrica tramite il generatore primario 10. Dopo l’espansione nel turbo-espansore a gas primario 7, i fumi di scarico 5 uscenti dallo scarico 4 posseggono ancora un calore residuo sfruttabile.
Il motore secondario 3 è una turbina a gas a ciclo chiuso CCGT e comprende un dispositivo di compressione secondario 13, un turbo-espansore di gas secondario 14, un circuito chiuso 15 attraversato da un fluido di lavoro e collegante detti dispositivo di compressione secondario 13 e detto turbo-espansore di gas secondario 14. Nella forme di realizzazione illustrata in figura 1, il dispositivo di compressione secondario 13 comprende un primo, un secondo ed un terzo compressore secondario 16, 17, 18 ed un primo, un secondo ed un terzo dispositivo di refrigerazione 19, 20, 21. Il secondo ed il terzo dispositivo di refrigerazione 20, 21 sono operativamente interposti tra i compressori secondari 16, 17, 18 lungo il circuito chiuso 15, per eseguire una compressione inter-refrigerata. Il primo dispositivo di refrigerazione 19 è disposto a monte del primo compressore secondario 16. Il primo, il secondo ed il terzo compressore secondario 16, 17, 18 sono meccanicamente collegati da un singolo albero 22 che collega anche il turboespansore di gas secondario 14. Un generatore secondario 23 è operativamente collegato al turbo-espansore di gas secondario 14 tramite il medesimo singolo albero 22, eventualmente mediante interposizione di una trasmissione a ingranaggi non indicata in figura. Il primo dispositivo di refrigerazione 19 è posto a monte dell’aspirazione del primo compressore 16. Il secondo dispositivo di refrigerazione 20 è interposto tra il primo compressore 16 ed il secondo compressore 17. Il terzo dispositivo di refrigerazione 21 è interposto tra il secondo ed il terzo compressore 17, 18.
Il circuito chiuso 15 comprende una porzione di scambio termico 24, rappresentata in figura 1 come una serpentina, posta a monte (rispetto ad una direzione del flusso del fluido di lavoro nel circuito chiuso 15) del turbo-espansore di gas secondario 14 e a valle del dispositivo di compressione 13. La porzione di scambio termico 24 è operativamente accoppiata allo scarico 4 della turbina a gas a ciclo aperto 2 e definisce, con un canale di scarico 25 di detti fumi di scarico 5, uno scambiatore di calore 26 attraversato dai fumi di scarico 5 del motore primario 2 e dal fluido di lavoro del motore secondario 3. In tale scambiatore di calore 26 i fumi di scarico 5 cedono calore al fluido di lavoro del circuito chiuso 15. La porzione di scambio termico 24 è direttamente collegata al turbo-espansore di gas secondario 14 nel senso che tra la citata porzione di scambio termico 24 ed il turbo-espansore di gas secondario 14 non vi sono altri dispositivi di scambio termico.
Il motore secondario 3 comprende inoltre un recuperatore 27 operativamente disposto nel circuito chiuso 15 a valle del turbo-espansore di gas secondario 14 e a monte della porzione di scambio termico 24, ovvero dello scambiatore di calore 26. Il recuperatore 27 è configurato per trasferire calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario 14 al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario 13 e diretto nella porzione di scambio termico 24, ovvero nello scambiatore di calore 26.
Attraverso il citato recuperatore 27 passa una linea del circuito chiuso 15 che da uno scarico del turbo-espansore di gas secondario 14 si dirige verso il dispositivo di compressione 13 entrando nel primo dispositivo di refrigerazione 19. Attraverso il citato recuperatore 27 passa inoltre una linea del circuito chiuso 15 che da una mandata del dispositivo di compressione 13 (in particolare dalla mandata del terzo compressore 18) si dirige verso la porzione di scambio termico 24 per entrare successivamente in un ingresso del turbo-espansore di gas secondario 14.
Il recuperatore 27, che in figura 1 è illustrato solo in modo schematico, può essere del tipo a pacco alettato (plate fin coil), primary surface, formed plate, printed circuit oppure di tipo ibrido, ad esempio con un lato di tipo formed plate con canali più grandi per il fluido di lavoro a bassa pressione ed alta temperatura in uscita dal turbo-espansore di gas secondario 14 ed un lato del tipo printed circuit per il fluido di lavoro ad alta pressione e bassa temperatura in uscita dal dispositivo di compressione 13.
Il fluido di lavoro che preferibilmente circola nel circuito chiuso 15 del motore secondario 3 è Argon ma in varianti dell’apparato/processo/ciclo dell’invenzione potrebbe essere aria, Azoto, una miscela di aria e Argon, una miscela di Argon e Azoto, una miscela di aria e Azoto, Anidride Carbonica.
L’Argon, essendo un fluido monoatomico relativamente pesante (peso atomico circa 40), comporta, fissato il ciclo da realizzare come ad esempio quello rappresentato in fig. 2, bassi rapporti di compressione e dei salti entalpici delle turbomacchine contenuti. Di conseguenza le turbomacchine del motore secondario 3 dell’apparato 1 secondo l’invenzione sono caratterizzate da bassi rapporti di espansione e salti entalpici contenuti e quindi da pochi stadi di espansione/compressione. Questo implica rendimenti molto elevati delle turbomacchine.
In accordo con il processo per la produzione di potenza con recupero di calore della presente invenzione attuato tramite l’apparato 1 sopra descritto, i fumi di scarico 5 uscenti dal turbo-espansore a gas primario 7 con una temperatura “T3” ad esempio di circa 500°C transitano nello scambiatore di calore 26 e cedono una parte del calore al fluido di lavoro che passa attraverso la porzione di scambio termico 24.
Il fluido di lavoro uscente dal recuperatore 27 percorre la porzione di scambio termico 24 e si riscalda da una temperatura “T1” di circa 190°C (punto “C” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1) fino ad una temperatura “T2” di circa 470°C (punto “D” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1). I fumi di scarico 5 a valle della porzione di scambio termico 24 presentano una temperatura “T4” di circa 210°C.
Il fluido di lavoro a circa 470°C entra nel turbo-espansore di gas secondario 14 espandendosi e raffreddandosi fino ad una temperatura di circa 210°C (punto “E” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1) e producendo potenza meccanica. La temperatura “T4” dei fumi di scarico 5 a valle della porzione di scambio termico 24 è dunque sostanzialmente uguale ad una temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario 14.
Il fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario 14 passa attraverso il recuperatore 27 e cede calore al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario 13 e diretto nella porzione di scambio termico 24. Il fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario 14 si raffredda ulteriormente attraverso il recuperatore 27 dalla temperatura di circa 210°C (punto “E” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1) fino ad una temperatura di circa 90°C (punto “F” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1).
Dopo aver ceduto calore nel recuperatore 27, il fluido di lavoro entra nel primo dispositivo di refrigerazione 19 che lo raffredda fino a circa 25°C (punto “A” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1). Il fluido di lavoro viene compresso (e riscaldato) e raffreddato due volte nel primo compressore 16, nel secondo dispositivo di refrigerazione 20, nel secondo compressore 17, nel terzo dispositivo di refrigerazione 21 (punti B’, A’, B’’, A’’ sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1) e quindi compresso nel terzo compressore 18 fino ad una temperatura di mandata di circa 70°C (punto “B” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1).
Il fluido di lavoro uscente dal terzo compressore 18 passa attraverso il recuperatore 27 e recupera calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario 14 riscaldandosi fino ad una temperatura di circa 190°C (punto “C” sul diagramma di figura 2 e sull’apparato schematico di figura 1) per poi rientrare di nuovo nella porzione di scambio termico 24.
Come si può notare, una differenza tra la temperatura di scarico del turboespansore di gas secondario 14 (punto “E”, 210°C) e la temperatura di mandata del dispositivo di compressione secondario 13 (punto “B”, 70°C) è di circa 140°C.
Il ciclo termodinamico correlato all’apparato ed al processo secondo l’invenzione comprende dunque un ciclo primario aperto di motore a combustione interna (in particolare di turbina a gas) ed un ciclo secondario chiuso di turbina a gas (figura 2, punti A, B’, A’, B’’, A’’, B, C, D, E, F) operativamente accoppiato al ciclo primario aperto per ricevere una parte del calore scaricato da detto ciclo primario aperto, in cui il ciclo secondario chiuso comprende una compressione inter-refrigerata (F, A, B’, A’, B’’, A’’, B) ed è del tipo recuperativo (B-C, E-F).
Il fluido di lavoro nella turbina a gas a ciclo chiuso 3 lavora in uno stato subcritico, in modo tale da presentare un comportamento simile a quello di un gas ideale. Detta “Pc” la pressione critica e “Tc” la temperatura critica per un determinato fluido di lavoro e “Pmax” la pressione massima del ciclo e “Tmin” la temperatura minima del ciclo, il fluido di lavoro nella turbina a gas a ciclo chiuso 3 lavora con almeno una delle due seguenti condizioni:
Pmax < 0.9 x Pc; e/0
Tmin > 1.2 x Tc.
Il diagramma T (temperatura) – Q (calore) di figura 3 illustra la cessione di calore “Qin_to_ccgt” dai fumi di scarico 5 che si raffreddano dalla temperatura “T3” alla temperatura “T4” al fluido di lavoro che si riscalda dalla temperatura “T1” alla temperatura “T2”.
Il rapporto di compressione del dispositivo di compressione secondario 13 è compreso tra tre e cinque se il fluido di lavoro è monoatomico, come ad esempio l’Argon. Tale rapporto di compressione è compreso tra sei e otto se il fluido di lavoro è invece biatomico, come anche per l’aria.
Il recupero di calore effettuato tramite il recuperatore 27 nel ciclo secondario chiuso è di circa il 90%, ovvero il recuperatore 27 presenta un’efficienza pari a circa il 90% o superiore con perdite di carico totali sui due lati anche inferiori a 5%.
La parte di calore ceduto dal ciclo primario aperto e ricevuto dal ciclo secondario chiuso è pari a circa il 50% - 70% del calore scaricato da detto ciclo primario aperto, considerando pari al 100% l’eventuale recupero di tutto il calore recuperabile raffreddando i fumi 5 fino alla temperatura di mandata del compressore secondario 3, ossia la temperatura al punto B. E’ da evidenziare che la quota parte di calore recuperato rappresenta tuttavia la parte a maggior contenuto exergetico e ciò consente l’ottenimento di elevati rendimenti e simultaneamente una compattezza e semplicità del macchinario. In altri termini, assumendo un recupero del 70%, ne deriva un recupero e quindi uno sfruttamento exergetico sicuramente superiore al 85-90% del totale. Ne deriva inoltre che i fumi di scarico, anche dopo lo scambio termico con il ciclo secondario, trattengono una quantità di calore significativa e disponibile per eventuali altri ulteriori utilizzi.
Limitando la temperatura minima dei fumi di scarico al valore T4, il ciclo secondario chiuso di turbina a gas (CCGT) è estremamente efficiente, anche grazie al contenuto rapporto di compressione ed ai conseguenti elevati rendimenti delle turbomacchine.
Ad esempio, nella variante realizzativa illustrata in figura 4, l’apparato 1 comprende inoltre un circuito di un apparato a ciclo Rankine organico (ORC) 28, in cui detto apparato a ciclo Rankine organico 28 riceve calore dai fumi di scarico 5 del motore primario 2 dopo che detti fumi di scarico 5 hanno ceduto calore al motore secondario 3 CCGT. L’apparato a ciclo Rankine organico 28, di per sé noto, comprende un condensatore 29, una pompa 30, un espansore 31 collegato meccanicamente ad un rispettivo generatore 32 ed uno scambiatore di calore/vaporizzatore 33 definito da una porzione 34 del circuito chiuso (rappresentata come una serpentina in figura 4) e da una porzione del canale di scarico 25 della turbina a gas a ciclo aperto 2 (motore primario). La citata porzione 34 del circuito chiuso ORC è posta a valle della porzione di scambio termico 24. In altre parole, un ciclo ausiliario Rankine organico (ORC di bottoming) è accoppiato al ciclo primario aperto e tale ciclo ausiliario Rankine organico è configurato per ricevere una parte del calore residuo scaricato dal ciclo primario aperto, dopo la cessione di calore al ciclo secondario chiuso. Il ciclo ORC posto a valle permette di sfruttare la quantità di calore ancora significativa trattenuta dai fumi di scarico 5 (T4 = 200°C) dopo lo scambio termico con il ciclo secondario e quindi di incrementare la potenza complessiva dell’apparato 1. Come illustrato nella figura 3 (linea tratteggiata), i fumi di scarico 5 a valle della porzione 34 dell’apparato a ciclo Rankine organico 28 sono raffreddati fino ad una temperatura “T5” di circa 70-120°C, compatibilmente con le problematiche di eventuali condense acide dipendenti dal tipo di combustibile 12, tipicamente 70°C per gas naturali e 120°C per combustibili liquidi a moderato contenuto di zolfo. La variante di figura 4A è identica a quella di figura 4 tranne per il fatto che il circuito dell’apparato a ciclo Rankine organico (ORC) 28 riceve calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario 14 al posto che dai fumi di scarico 5. A tale scopo, lo scambiatore di calore/vaporizzatore 33 è definito dalla porzione 34 del circuito chiuso ORC e da una porzione del circuito chiuso 15 del motore secondario 3 posta tra il turbo-espansore di gas secondario 14 ed il recuperatore 27.
Nella variante realizzativa illustrata in figura 5, l’apparato 1 comprende un circuito di un apparato di raffreddamento 35 (chiller) operativamente accoppiato allo scarico 4 del motore primario 2 a valle della porzione di scambio termico 24 del circuito chiuso 15, per ricevere calore “Qin_to_orc” dai fumi di scarico 5 dopo che detti fumi di scarico 5 hanno ceduto calore al motore secondario 3, ed operativamente accoppiato, ad esempio tramite una serpentina di raffreddamento 36, ad un ingresso del compressore primario 6 per raffreddare l’aria 11 in ingresso a detto compressore primario 6 (inlet cooling). Ad esempio, l’apparato di raffreddamento 35 comprende un frigorifero ad assorbimento oppure un motore primo ausiliario accoppiato ad un gruppo frigorifero come macchina condotta, oppure un frigorifero a ciclo Brayton, schematizzati in figura 5 con l’elemento indicato con il numero 37. In altre parole, si prevede di accoppiare al ciclo primario aperto un ciclo ausiliario di raffreddamento configurato per ricevere una parte del calore residuo scaricato dal ciclo primario aperto, dopo la cessione di calore al ciclo secondario chiuso, e per raffreddare l’aria 11 in ingresso in detto ciclo primario aperto, ottenendo così un aumento di potenza e di rendimento.
Si evidenzia come questa soluzione sia peculiare del sistema CCGT recuperativo oggetto della presente invenzione. Infatti, i cicli Rankine a vapore acqueo ed anche i cicli ORC di tipo noto ed attualmente in uso, per ottenere efficienze ottimizzate, devono raffreddare i fumi già tipicamente fino a 100°C o anche meno . Ciò determina un contenuto exergetico dei fumi a valle di detti sistemi noti molto scarso e quindi di fatto l’impossibilità di adottare questa soluzione.
Ecco quindi che, considerando anche l’incremento di rendimento e di potenza della turbina a gas primaria 2 (che tipicamente, per raffreddamento dell’aria da 30°C a 8°C, possono anche essere pari rispettivamente a 15-22% di potenza e 2-5% di rendimento), il rendimento del sistema secondo la presente invenzione può essere anche molto superiore a quello dei sistemi in uso.
Nella variante realizzativa illustrata in figura 6, l’apparato 1 assume una configurazione cogenerativa (CHP – Combined Heat and Power) e comprende un circuito di riscaldamento 38 operativamente accoppiato al motore secondario 3 ed accoppiabile ad un’utenza termica 39 (illustrata solo in modo schematico). Ad esempio, l’utenza termica è un edificio o uno stabilimento ed il circuito di riscaldamento 38 permette di produrre acqua calda per teleriscaldamento (con una temperatura di 160°C – 180°C) e/o vapore per stabilimenti. Nella forma realizzativa illustrata nella figura 6, il circuito di riscaldamento 38 comprende una pluralità di scambiatori ausiliari 40 interposti tra i compressori secondari 16, 17, 18 lungo il circuito chiuso 15, ovvero ciascuno degli scambiatori ausiliari 40 è posto in serie con un rispettivo dispositivo di refrigerazione 19, 20, 21 e a monte di detto dispositivo di refrigerazione 19, 20, 21. Il circuito di riscaldamento 38 preleva pertanto calore tra gli stadi di compressione del dispositivo di compressione secondario 13. In altre parole, si prevede di accoppiare un ciclo ausiliario di riscaldamento al ciclo secondario chiuso, per prelevare calore dal ciclo secondario chiuso ed alimentare l’utenza termica.
La figura 6A illustra diagrammi T-S affiancati relativi all’apparato 1 di figura 6. Come si può notare, tutti i carichi termici possono essere ripartiti in funzione delle esigenze tra i dispositivi di refrigerazione 19, 20, 21 e tra gli scambiatori ausiliari 40. Il calore disponibile può essere utilizzato o dissipato secondo le esigenze. Il diagramma T-S di figura 6A a sinistra illustra l’assetto elettrico dell’apparato 1 in cui il calore Q1, Q2, Q3 viene totalmente dissipato nei dispositivi di refrigerazione 19, 20, 21. Il diagramma T-S al centro illustra un assetto misto (CHP – Combined Heat and Power) in cui il calore Q1, Q2, Q3 è tutto recuperabile, ad esempio fra circa 100°C e 50°C, ad esempio per un sistema di teleriscaldamento. Il diagramma T-S a destra illustra un assetto CHP asimmetrico, in cui ad esempio con uno degli scambiatori 40 si trasferisce una potenza termica Q3 ad una utenza a temperatura ad esempio fra 100 e 75°C, si dissipano le potenze Q2’’ e Q1’’ nei dispositivi 19 e 20, attraverso altri due scambiatori 40 si trasferiscono le potenze termiche Q2’ e Q1’ fra 100 e 75°C, si trasferisce la potenza Q1’ fra circa 100 e 130°C ad una utenza a temperatura più elevata. Con questo assetto si possono regolare le diverse quantità di calore distribuibile ai diversi livelli di temperatura.
E’ evidente che l’apparato secondo l’invenzione consente di assumere in maniera molto efficiente un assetto cogenerativo anche se tale apparato non è progettato in modo specifico per tale scopo. L’apparato secondo l’invenzione presenta pertanto grande flessibilità operativa ed anche costruttiva in termini di standardizzazione. Si evidenzia inoltre, come grazie al fatto che il fluido di lavoro si comporta come un gas quasi ideale sono sufficienti piccole variazioni di pressione per compensare le eventuali differenze di portata volumetrica dovute a variazioni di temperatura di inizio compressione. Ne consegue che durante il funzionamento in assetto cogenerativo, con temperature di inizio compressione più elevate e quindi volumi specifici più elevati, è sufficiente un piccolo incremento di pressione minima del ciclo (a parità di carico) per compensare detto incremento di portata, riportando le turbomacchine a lavorare nei pressi del loro punto ottimale. In riferimento alle Fig. 6 e 6A, a parità di portata di fluido di lavoro circolante, normalmente la pressione minima del ciclo (nei punti E, F) sarà leggermente più alta nel caso cogenerativo rispetto al caso solo elettrico. Questa capacità di regolazione, per la quale i compressori vengono sempre portati a lavorare nell’area centrale della loro mappa di funzionamento, comporta anche la possibilità di realizzare macchine per assetto solo elettrico e macchine per assetto cogenerativo praticamente identiche. Ciò si traduce in elevata standardizzazione, economia di scala, riduzione dei costi e anche contenimento del rischio tecnologico, dovendo fare un minor numero di macchine diverse fra loro per coprire un maggior numero di applicazioni diverse fra loro. In altre varianti realizzative, non illustrate, il motore primario 2 ed il motore secondario 3 di tipo CCGT come sopra descritti sono abbinati ad uno o più dei citati apparato a ciclo Rankine organico 28, apparato di raffreddamento 35 e circuito di riscaldamento 38.
In figura 7 il motore secondario 3 è abbinato ad un dispositivo di regolazione di carico e ad altri dispositivi di gestione.
Il dispositivo di regolazione di carico comprende un serbatoio 41 contenente il fluido di lavoro in pressione. Il dispositivo di regolazione di carico permette di regolare il carico del motore secondario 3 immettendo fluido di lavoro in pressione nel circuito chiuso 15 oppure estraendo il fluido di lavoro dal circuito chiuso 15. Il serbatoio 41 è collegato ad un primo punto 42 del circuito chiuso 15 posto immediatamente a monte del primo dispositivo di refrigerazione 19 e dunque a monte del dispositivo di compressione secondario 13 tramite un condotto di immissione 43 provvisto di una valvola di immissione 44. Il serbatoio 41 è collegato ad un secondo punto 45 del circuito chiuso 15 posto immediatamente a valle del terzo compressore secondario 18, tramite un condotto di scarico 46 provvisto di una valvola di scarico 47. Se il fluido di lavoro è l’aria, un compressore o una pompa 48 è collegato/a al serbatoio 41 per caricare aria compressa nel serbatoio stesso 41. Se il fluido di lavoro è Argon, una bombola di gas Argon in pressione è operativamente collegata/collegabile a detto serbatoio 41.
Il dispositivo di regolazione di carico comprende: un primo sensore di temperatura 49 operativamente accoppiato al circuito chiuso 15 immediatamente a monte della porzione di scambio termico 24, per rilevare la temperatura “T1” del fluido di lavoro prima del passaggio nello scambiatore di calore 26; un secondo sensore di temperatura 50 operativamente accoppiato al circuito chiuso immediatamente a valle della porzione di scambio termico 24, per rilevare la temperatura “T2” del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore di calore 26; un terzo sensore di temperatura 51 operativamente accoppiato allo scarico per fumi di scarico 5 immediatamente a monte della porzione di scambio termico 24, per rilevare la temperatura “T3” dei fumi di scarico 5 prima del passaggio nello scambiatore di calore 26; un quarto sensore di temperatura 52 operativamente accoppiato allo scarico per fumi di scarico immediatamente a valle della porzione di scambio termico 24, per rilevare la temperatura “T4” dei fumi di scarico 5 dopo il passaggio nello scambiatore di calore 26.
Una unità di controllo, non illustrata, è operativamente collegata al primo 49, al secondo 50, al terzo 51 ed al quarto 52 sensore di temperatura, alla valvola di immissione 44 ed alla valvola di scarico 47. L’unità di controllo è preferibilmente di tipo elettronico e comprende una unità di elaborazione (CPU), una memoria e dispositivi di interfaccia con gli elementi sopra menzionati. L’unità di controllo è configurata per controllare/gestire il carico del motore secondario 3 tramite la seguente procedura:
� calcolare un valore di set point per la temperatura “T2” del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore di calore 26, pari a T3-DTset_point = set_T2, dove “T3” è la temperatura dei fumi di scarico 5 prima del passaggio nello scambiatore di calore 26 (in cui “T3” è misurata dal terzo sensore di temperatura 51 oppure fornita dall’unità di controllo; in cui DTset_point è la differenza di temperatura media terminale);
� calcolare un primo errore ‘’Err01’’ sottraendo la temperatura del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore 26, ossia “T2” misurata dal secondo sensore di temperatura 50, al relativo set point, ossia Err01 = T2-set_T2;
� calcolare una prima differenza “ΔT1” tra la temperatura “T3” dei fumi di scarico 5 prima del passaggio nello scambiatore di calore 26 e la temperatura “T2” del fluido di lavoro dopo il passaggio nello scambiatore di calore 26;
� calcolare una seconda differenza “ΔT2” tra la temperatura “T4” dei fumi di scarico dopo il passaggio nello scambiatore di calore e la temperatura “T1” del fluido di lavoro prima del passaggio nello scambiatore di calore 26;
� calcolare un secondo errore “Err02” sottraendo la seconda differenza “ΔT2” dalla prima differenza “ΔT1”;
� ridurre il carico in maniera prevalentemente integrale e parzialmente proporzionale, aprendo la valvola di scarico 47, se l’errore “Err02” è maggiore di zero o aumentare il carico, aprendo la valvola di immissione 44, se l’errore “Err02” è minore di zero;
� simultaneamente ridurre il carico in maniera prevalentemente proporzionale, aprendo la valvola di scarico 47, se l’errore “Err01” è maggiore di zero o aumentare il carico, aprendo la valvola di immissione 44, se l’errore “Err01” è minore di zero.
Come illustrato in figura 7, un condotto di rifiuto di carico 53 (load rejection), provvisto di una valvola di rifiuto di carico 54 collega un punto 55 del circuito chiuso 15 posto a valle del dispositivo di compressione secondario 13 e prima del recuperatore 27 ed un punto del circuito chiuso 56 posto a monte del dispositivo di compressione secondario 13 e dopo il recuperatore 27. L’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di rifiuto di carico 54 ed è configurata per evitare la sovra-velocità (overspeed) del turbo-espansore di gas secondario 14 aprendo detta valvola di rifiuto di carico 54.
L’apparato 1 di figura 7 comprende inoltre un serbatoio ausiliario 57 più piccolo del serbatoio 41 e collegato, tramite un condotto di sovraccarico 58 (fast overload), provvisto di una valvola di sovraccarico 59, ad un terzo punto 60 del circuito chiuso 15 posto tra il recuperatore 27 e lo scambiatore di calore 26. Tale terzo punto 60 è situato immediatamente a monte della porzione di scambio termico 24. Il serbatoio ausiliario 57 è inoltre collegato al condotto di scarico 46 con l’interposizione di un compressore ausiliario o di una pompa ausiliaria 61. L’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di sovraccarico 59 ed è configurata per sovraccaricare (fast overload) il turbo-espansore di gas secondario 14 aprendo detta valvola di sovraccarico 59.
Il motore secondario illustrato nella figura 7 comprende una turbina di avviamento 62 (start up) operativamente collegata alla turbina a gas a ciclo chiuso 3, in particolare ad ingranaggi interposti tra il generatore secondario 23 ed il singolo albero 22. Un condotto di avviamento 63 provvisto di una valvola di avviamento 64 collega il serbatoio 41 alla turbina di avviamento 62. L’unità di controllo è operativamente collegata alla valvola di avviamento 63 ed è configurata per avviare la turbina a gas a ciclo chiuso 3 aprendo la valvola di avviamento 64 in modo da immettere aria o gas in pressione nella turbina di avviamento 62 che ruotando trasmette il moto al dispositivo di compressione 13.
La forma realizzativa della turbina a gas a ciclo chiuso 3 di figura 8 si differenzia da quelle illustrate nelle figure 1, 4, 6 e 7 per il fatto che presenta una configurazione a doppio albero (double shaft turbomachine). Un primo turbo-espansore di gas secondario 14’ ed un primo compressore secondario 16 sono meccanicamente collegati da un primo albero 22’ collegato ad un primo generatore secondario 23’. Un secondo turbo-espansore di gas secondario 14’’, un secondo compressore secondario 17 ed un terzo compressore secondario 18 sono meccanicamente collegati da un secondo albero 22’’ collegato ad un secondo generatore secondario 23’’. Per quanto riguarda il collegamento di fluido, il primo, secondo e terzo compressore 16, 17, 18 sono disposti in serie come nelle figure 1, 4, 6 e 7. Il secondo turbo-espansore di gas secondario 14’’ è posta a valle del primo turboespansore di gas secondario 14’ per ricevere il fluido di lavoro già parzialmente espanso in detto primo turbo-espansore di gas secondario 14’.
La presente invenzione, in particolare nelle forme di realizzazione sopra illustrate, consente di ottenere i seguenti vantaggi:
� ottenere un apparato/processo/ciclo con elevate efficienze di conversione,
uguali o superiori a quelle in uso;
� ottenere un apparato/processo/ciclo che offre efficienze ai carichi parziali molto prossime alle efficienze di design e quindi molto superiori a quelle dei sistemi in uso;
� ottenere un apparato/processo/ciclo che consente un tempo di start-up molto
rapido ed in ogni caso inferiore alle tecnologie in uso;
� ottenere un apparato/processo/ciclo con un costo competitivo e con livelli di
pressioni di esercizio tali da contribuire ad ottenere tale costo non eccessivo; � ottenere un apparato/processo/ciclo che non richiede l’uso di acqua e di
relativi dispositivi di trattamento;
� ottenere un apparato/processo/ciclo che ha un impatto ambientale nullo o
addirittura positivo;
� ottenere un apparato/processo/ciclo realizzabile con parti e componenti noti e già in uso o simili a componenti già in uso o comunque con macchinari di relativamente facile ed economica realizzazione;
� ottenere un apparato/processo/ciclo che è in grado di partire senza l’ausilio
di sorgenti esterne (black start);
� ottenere un apparato/processo/ciclo in grado di lavorare/funzionare sia in assetto solo elettrico, parzialmente cogenerativo o completamente cogenerativo, sempre con rendimenti ottimizzati delle turbomacchine;
� ottenere un apparato/processo/ciclo compatto ed agevolmente trasportabile ed anche di facile installazione ed allacciamento.
Claims (18)
- RIVENDICAZIONI 1. Apparato per la produzione di potenza con recupero di calore, comprendente: un motore primario (2) ed un motore secondario (3) collegato a valle del motore primario (2) per lo sfruttamento di calore di scarto proveniente da detto motore primario (2); il motore primario (2) essendo un motore a combustione interna presentante uno scarico (4) per fumi di scarico (5); il motore secondario (3) essendo una turbina a gas a ciclo chiuso comprendente un dispositivo di compressione secondario (13), un turboespansore di gas secondario (14), un circuito chiuso (15) attraversato da un fluido di lavoro e collegante detti dispositivo di compressione secondario (13) e detto turbo-espansore di gas secondario (14); uno scambiatore di calore (26) disposto a valle dello scarico (4) e comprendente una porzione di scambio termico (24) del circuito chiuso (15), in cui la porzione di scambio termico (24) è direttamente collegata al turbo-espansore di gas secondario (14), in cui detto scambiatore di calore (26) è attraversato dai fumi di scarico (5) per trasferire calore da detti fumi di scarico (5) al fluido di lavoro del circuito chiuso (15); in cui il motore secondario (3) comprende un recuperatore (27) operativamente disposto nel circuito chiuso (15) a valle del turbo-espansore di gas secondario (14) e a monte dello scambiatore di calore (26) e configurato per trasferire calore dal fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario (14) al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario (13) e diretto nello scambiatore di calore (26); in cui una temperatura di scarico dei fumi di scarico (5) immediatamente a monte della porzione di scambio termico (24) è compresa tra 400°C e 700°C.
- 2. Apparato secondo la rivendicazione 1, in cui un rapporto (P1/P2) tra una potenza (P1) generata dal motore primario (2) ed una potenza (P2) generata dal motore secondario (3) è compreso tra uno e quattro.
- 3. Apparato secondo la rivendicazione 1 o 2, in cui il motore primario (2) è una turbina a gas a ciclo aperto e comprende un compressore primario (6), un turboespansore di gas primario (7) ed una camera di combustione (8) operativamente interposta tra il compressore primario (6) ed il turbo-espansore di gas primario (7).
- 4. Apparato secondo una delle rivendicazioni precedenti, in cui il dispositivo di compressione secondario (13) presenta un rapporto di compressione compreso tra due e otto.
- 5. Apparato secondo una delle rivendicazioni precedenti, in cui il dispositivo di compressione secondario (13) comprende una pluralità di compressori secondari (16, 17, 18) ed una pluralità di dispositivi di refrigerazione (19, 20, 21) operativamente interposti tra i compressori secondari (16, 17, 18) per eseguire una compressione inter-refrigerata.
- 6. Apparato secondo una delle rivendicazioni precedenti, comprendente un apparato a ciclo Rankine organico (28) operativamente accoppiato allo scarico (4) del motore primario (2) a valle della porzione di scambio termico (24) del circuito chiuso (15) per ricevere calore dai fumi di scarico (5) dopo che detti fumi di scarico (5) hanno ceduto calore al motore secondario (3).
- 7. Apparato secondo una delle rivendicazioni precedenti, comprendente un apparato di raffreddamento (37) operativamente accoppiato allo scarico (4) del motore primario (2) a valle della porzione di scambio termico (24) del circuito chiuso (15) per ricevere calore dai fumi di scarico (5) dopo che detti fumi di scarico (5) hanno ceduto calore al motore secondario (3) ed operativamente accoppiato ad un ingresso del compressore primario (6) per raffreddare aria in ingresso a detto compressore primario (6).
- 8. Apparato secondo la rivendicazione 5, comprendente un circuito di riscaldamento (38) operativamente accoppiato al motore secondario (3) ed accoppiabile ad un’utenza termica; in cui il circuito di riscaldamento (38) comprende una pluralità di scambiatori ausiliari (40) interposti tra i compressori secondari (16, 17, 18).
- 9. Apparato secondo una delle rivendicazioni precedenti, in cui il motore secondario (3) comprende un dispositivo di regolazione di carico comprendente un serbatoio (41) per il fluido di lavoro in pressione collegato ad un primo punto (42) del circuito chiuso (15) posto a monte di detto dispositivo di compressione secondario (13) e ad un secondo punto (45) del circuito chiuso (15) posto a valle di detto dispositivo di compressione secondario (13).
- 10. Processo per la produzione di potenza con recupero di calore, comprendente: accoppiare ad uno scarico (4) di un motore a combustione interna (2) una porzione di scambio termico (24) di un circuito chiuso (15) di una turbina a gas a ciclo chiuso (3) per trasferire calore da fumi di scarico (5) provenienti dal motore a combustione interna (2) ad un fluido di lavoro del circuito chiuso (15) e riscaldare detto fluido di lavoro; far circolare il fluido di lavoro nel circuito chiuso (15), in cui una temperatura di scarico dei fumi di scarico (5) immediatamente a monte della porzione di scambio termico (24) è compresa tra 400°C e 700°C; in cui far circolare comprende: immettere il fluido di lavoro riscaldato dai fumi di scarico (5) in un turboespansore di gas secondario (14) posto immediatamente a valle di detta porzione di scambio termico (24) del circuito chiuso (15) e far espandere il fluido di lavoro nel turbo-espansore di gas secondario (14); immettere il fluido di lavoro espanso proveniente dal turbo-espansore di gas secondario (14) in un dispositivo di compressione secondario (13) e comprimere detto fluido di lavoro per poi farlo transitare di nuovo in detta porzione di scambio termico (24); in cui, in un recuperatore (27) operativamente disposto nel circuito chiuso (15) a valle del turbo-espansore di gas secondario (14) e a monte di detta porzione di scambio termico (24), il fluido di lavoro uscente dal turbo-espansore di gas secondario (14) cede calore al fluido di lavoro proveniente dal dispositivo di compressione secondario (13) e diretto in detta porzione di scambio termico (24).
- 11. Processo secondo la rivendicazione 10, in cui un rapporto (P1/P2) tra una potenza (P1) generata dalla turbina a gas a ciclo aperto (2) ed una potenza (P2) generata dalla turbina a gas a ciclo chiuso (3) è compreso tra uno e quattro.
- 12. Processo secondo la rivendicazione 10 o 11, in cui una temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario (14) è maggiore di una temperatura di mandata del dispositivo di compressione secondario (13); in cui una differenza tra la temperatura di scarico del turbo-espansore di gas secondario (14) e la temperatura di mandata del dispositivo di compressione secondario (13) è maggiore di 80°C.
- 13. Processo secondo una delle rivendicazioni da 10 a 12, in cui una temperatura (T4) dei fumi di scarico (5) immediatamente a valle della porzione di scambio termico (24) è compresa tra 170°C e 300°C.
- 14. Processo secondo una delle rivendicazioni da 10 a 13, in cui il fluido di lavoro è monoatomico o biatomico o triatomico lineare; in cui il fluido di lavoro è scelto dal gruppo comprendente: aria, Argon, Azoto, miscela di aria e Argon, miscela di Argon e Azoto, miscela di aria e Azoto, Anidride Carbonica.
- 15. Processo secondo una delle rivendicazioni da 10 a 14, in cui un rapporto di compressione di detto dispositivo di compressione secondario (13) è compreso tra due e otto, preferibilmente detto rapporto di compressione è compreso tra tre e cinque se il fluido di lavoro è monoatomico ed è compreso tra sei e otto se il fluido di lavoro è biatomico.
- 16. Ciclo termodinamico per la produzione di potenza con recupero di calore, comprendente: un ciclo primario aperto di turbina a gas; un ciclo secondario chiuso di turbina a gas operativamente accoppiato al ciclo primario aperto per ricevere una parte del calore scaricato da fumi di scarico (5) di detto ciclo primario aperto; in cui una temperatura di scarico dei fumi di scarico (5) è compresa tra 400°C e 700°C; in cui il ciclo secondario chiuso di turbina a gas riceve calore solo da detti fumi di scarico (5);in cui il ciclo secondario chiuso è del tipo recuperativo.
- 17. Ciclo termodinamico secondo la rivendicazione 16, in cui il ciclo secondario chiuso di turbina a gas è subcritico.
- 18. Ciclo termodinamico secondo la rivendicazione 16 o 17, in cui detta parte di calore ricevuto dal ciclo secondario chiuso è compresa tra il 50% ed il 70% del calore scaricato dal ciclo primario aperto; in cui il recupero di calore nel ciclo secondario chiuso è maggiore del 80%, preferibilmente maggiore del 90%.
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