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MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE 1
19.12.1. Generalità. Il ciclo di Brayton (o ciclo di Joule)
Il rendimento (h) di un ciclo termodinamico può essere espresso dalla relazione:
(1)
Per quanto riguarda il ciclo Brayton, risulta:
qinf � cp · (T4 – T1) (2)
qsup � cp · (T3 – T2) (3)
in quanto sia la trasformazione 4 -1 sia la 2-3 sono isobariche.Sostituendo le espressioni (2) e (3) nella (1) si ottiene:
(4)
Si ha inoltre:
(5)
(6)
in quanto le trasformazioni 1-2 e 3-4 sono per ipotesi adiabatiche reversibili e si è po-sto:
Inserendo la (45) e la (46) nella (44), quest’ultima relazione diviene:
(7)
Essendo inoltre:
(8)
T3
T2
�T3
T4
⋅ T4
T1
⋅ T1
T2
� bk �1
k ⋅ T4
T1
⋅ 1
bk �1
k
�T4
T1
hB � 1�1
bk �1
k
⋅
T4
T1
�1
T3
T2
�1
b �
p2
p1
�p3
p4
T4
T3
�p4
p3
⎛⎝⎜
⎞⎠⎟
k �1
k�
1
bk �1
k
T2
T1
�p2
p1
⎛⎝⎜
⎞⎠⎟
k �1
k� b
k �1
k
hB � 1�cp ⋅ T4 �T1( )cp ⋅ T3 �T2( ) � 1�
T4 �T1
T3 �T2
� 1�T1
T2
⋅
T4
T1
� 1
T3
T2
� 1
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
h �
qsup �q inf
qsup
� 1�q inf
qsup
Approfondimenti
19.12. Impianti motori con turbine a gas
la (7) può anche scriversi:
(9)
Si può dunque concludere che il rendimento del ciclo di Brayton aumenta all’aumentaredel rapporto di compressione (b).Tale rendimento può anche essere espresso come rapporto tra il lavoro prodotto nel ciclo(lut) e il calore ceduto dalla sorgente superiore (qsup). In questo caso il lavoro eseguito nelciclo vale:
lut � lesp – lcompr (10)
ove: lesp � lavoro (isoentropico) di espansione (in turbina)
lcompr � lavoro (isoentropico) di compressione (nel compressore)
Pertanto il rendimento hB assume la forma:
(11)
Il lavoro (isoentropico) di espansione del gas in turbina si può calcolare con l’espressione(valida per i sistemi «aperti»):
(12)
oppure dalle relazioni:
lesp � h3 � h4 � cp · (T3 � T4) (13)
Per quanto riguarda il lavoro (isoentropico) di compressione, lo si può calcolare o tramitela relazione (valida per i sistemi «aperti»):
(14)
oppure con le espressioni:
lcompr � h2 � h1 � cp · (T2 � T1) (15)J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
lcompr �k
k �1⋅ R ⋅ T1 ⋅ b
k �1
k �1⎛
⎝⎜
⎞
⎠⎟
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
lesp �k
k �1⋅ R ⋅ T3 ⋅ 1�
1
bk �1
k
⎛
⎝
⎜⎜
⎞
⎠
⎟⎟
hB �
lut
qsup
�lesp � lcomp
qsup
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
hB � 1�1
bk �1
k
⋅
T4
T1
�1
T4
T1
�1� 1�
1
bk �1
k
2 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE 3
Potenza e rendimenti degli impianti motori con turbina a gas. Ilconsumo specifico di combustibile
La potenza effettiva sviluppata da un impianto motore con turbina a gas, ovvero la poten-za disponibile all’asse (Put), è calcolabile con la relazione:
Put � QMaria
· luteffettivo
[W] (16)
ove: QMaria
� portata in massa dell’aria
luteffettivo� lavoro massico disponibile effettivamente all’asse; esso vale:
luteffettivo
� leffturbina
� leffcompressore
(17)
Il lavoro massico leffturbina
realizzato realmente in turbina, a sua volta è ricavabile
dall’espressione del rendimento interno della turbina (hintturb
) ovvero:
(18)
e vale:
leffturbina
� hintturb
· lesp (19)
ove lesp è il lavoro massico di espansione isoentropica definito dalla (12) o dalla (13).Analogamente si definisce rendimento interno del compressore (hint
compr) il rapporto:
(20)
ove lcompr è il lavoro massico di compressione isoentropica definito dalla (14) o dalla (15).Risulta perciò:
(21)
La potenza termica ideale dell’impianto (Pid) è quella ottenibile dalla combustione teori-camente completa del combustibile utilizzato e vale:
Pid � QMcomb
· Hinf [W] (22)
ove: QMcomb
� portata in massa del combustibile ;
Hinf � potere calorifico inferiore del combustibile .
Il rendimento complessivo dell’impianto (htot) è dato dal rapporto tra la potenza effettiva-mente disponibile all’asse (Put) e la potenza termica ideale (Pid), ovvero:
in J
kg
⎛⎝⎜
⎞⎠⎟
kg
s⎡⎣⎢
⎤⎦⎥
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
leffcompressore
�lcompr
hintcompr
hintcompr
�lcompr
leffcompressore
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
hint
turb�
l effturbina
l esp
J
kg
⎡
⎣⎢
⎤
⎦⎥
in kg
s⎛⎝
⎞⎠ ;
Approfondimenti
4 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
(23)
Il consumo specifico di combustibile (csp), infine, è definito come rapporto tra la portata
di combustibile e la potenza effettiva (Put, in W); cioè:
(24)
Spesso csp è misurato in ; occorre allora ricordare l’equivalenza:
1
kg
J� 106 kg
MJ
kg
MJ
in kg
J⎛⎝
⎞⎠ csp�
QM comb
Put
QM comb, in
kg
s⎛⎝
⎞⎠
htot�
Put
Pid
MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE 5
19.12.4. Metodi per accrescere il rendimento globale degli impianti motori con turbina a gas. Il ciclo di Ericson
Tra i metodi usati per aumentare il rendimento globale degli impianti motori con turbina agas la rigenerazione occupa sicuramente un posto preminente. Tale metodo – come è noto– consiste nel riscaldare, tramite uno scambiatore di calore, l’aria proveniente dal com-pressore (prima che essa affluisca nel combustore) sfruttando parte dell’energia termicaancora posseduta dai gas combusti (e che verrebbe altrimenti perduta in quanto dispersacon i fumi nell’atmosfera). Con la rigenerazione, cioè, il combustore cede al fluido di la-voro non più il calore q2-3 (rappresentato nel diagramma T /s di Figura 1 dall’area A-2-3-D) ma la quantità di calore q2�-3 (rappresentata dall’area – colorata in blu – B-2�-3-D delsuddetto diagramma) e ciò comporta un non trascurabile risparmio nel consumo di com-bustibile. (Risulta infatti: q2�-3 � q2-3). Un secondo effetto della rigenerazione è la diminuzione della quantità di calore qinf di-spersa nell’atmosfera (ovvero: ceduta alla sorgente inferiore). In effetti, riferendoci sem-pre alla Figura 1, tale calore è equivalente non più all’area sottesa dalla curva 4-1 (cioè:all’area D-4-1-A), ma all’area sottesa dal solo tratto di curva 4�-1 (cioè all’area C-4�-1-A). La restante area D-4-4�-C rappresenta infatti il calore che i gas cedono non più allasorgente fredda ma – tramite il rigeneratore – al fluido di lavoro.In definitiva non essendo variato il lavoro lid prodotto dal ciclo ma essendo invece dimi-nuita la quantità di calore (qsup) che è necessario fornire al fluido di lavoro, il rapporto:
(� h)
riferito al ciclo rigenerativo risulta maggiore rispetto allo stesso rapporto applicato al cor-rispondente ciclo non rigenerativo. In altre parole, il rendimento (h) del ciclo con rigene-razione è superiore a quello dell’analogo ciclo senza rigenerazione.Si può dimostrare infine che il rendimento del ciclo Brayton rigenerativo – all’opposto diquanto accade per il ciclo Brayton non rigenerativo – aumenta al diminuire del rapportodi compressione (b).
In Figura 2 è rappresentato lo schema dell’impianto (a ciclo aperto, con rigenerazione)cui si riferisce il ciclo di Brayton di Figura 1.
l id
q sup
T
T4�
T2�
1
A B DC
2
2�
4'
4
3
s
p 2 –
3 =
cos
tp 4
– 1 =
cos
t
4�
Rappresenta-zione sul pianoT/s di un ciclodi Brayton conrigenerazione.
T2� � tempera-tura del-l’ariauscente dal ri-generatore;T4� � tempera-tura dei gasc o m b u s t iuscenti dal ri-generatore.
FIGURA 1
6 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
Alcuni impianti con turbine a gas prevedono siadi effettuare la compressione del fluido di lavo-ro mediante un compressore a più stadi munitodi interrefrigeratori posti tra uno stadio e il suc-cessivo (tratto 4�-1-5-6-7 del ciclo di Figura 3),sia di utilizzare più turbine calettate sullo stessoasse riscaldando di volta in volta il gas tramitecombustori interposti tra una turbina e la suc-cessiva (tratto 2�-3-8-9-10 di Figura 3).La presenza contemporanea nell’impianto di uncompressore a più stadi con interrefrigerazione,di combustori interposti tra le turbine e di rige-neratori, pur comportando ingombri elevati ecosti non trascurabili, è frequentemente riscon-trabile nelle centrali termoelettriche di grandepotenza per l’elevato rendimento di questo tipodi impianto.
TurbinaCompressore
Rigeneratore
Combustore
12
2�
4�
3
4
2'8 10
93
4
4�
16
5
2
7
s
Jkg . K
p 2–3 =
cost
p 1–4 = co
st
KT
Schema dell’impianto (a ciclo aperto, con rigenerazione) cui siriferisce il ciclo di Brayton di Figura 1.
Rappresentazione sulpiano T/s di un ciclo di
Brayton concompressore a due
stadi coninterrefrigerato-re e
con un riscaldamentointermedio nella fase
si espansione inturbina.
Ciclo 1-2-3-4-1: ciclonormale di Brayton (li-nea tratto e punto).Ciclo 1-5-6-7-3-8-9-10-1:ciclo di Brayton concompressione interrefri-gerata e riscaldamentointermedio (nella fase diespansione in turbina).
FIGURA 3
FIGURA 2
In Figura 4 è rappresentato schematicamente l’impianto a cui fa riferimento il ciclo di Fi-gura 3.Se teoricamente venisse utilizzato un compressore con un numero illimitato di stadi, cia-scuno dei quali fosse fornito di interrefrigeratore e contemporaneamente si eseguissero in-numerevoli riscaldamenti intermedi con altrettanti combustori durante la fase di espansio-ne in turbina (non trascurando di prevedere la presenza anche di opportuni rigeneratori), i«denti di sega» del ciclo di Brayton di Figura 3 diverrebbero infiniti e infinitamente pic-coli. Di conseguenza sia la linea 2�-3-8-9-10 sia la 4�-1-5-6-7 degenererebbero, al limite,in segmenti di rette orizzontali, corrispondenti cioè a due trasformazioni isotermiche.
MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE 7
Il ciclo composto da due isoterme e due isobare prende allora il nome di «ciclo di Eric-son». In questo ciclo (Figura 5), pertanto, la sorgente superiore cederebbe al fluido di la-voro il calore qsup alla temperatura massima (T3) del ciclo, mentre la sorgente inferiore ac-quisirebbe, dal fluido stesso, ancora isotermicamente, tutto il calore qinf alla temperaturaminima (T1) del ciclo.
Turbina TurbinaCompressoreCompressore
Rigeneratore
Utilizzatore
Combustore Combustore
1 7
65
4�
38 9
10
2�
Refrigeratore
T [K]
T2 = T1
T3 = T4
p 2–3
= c
ost
p 1–4
= c
ost
1
43
2s
0J
kg . K
Schemadell’impianto
cui si riferisceil ciclo di Figura 3.
Rappresenta-zione sul pianoT/s del ciclo di
Ericson.
FIGURA 4
FIGURA 5
8 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
19.12.5. Gli impianti «combinati»
Si definiscono «impianti combinati gas-vapore» quegli impianti motori termici che «com-binano» il ciclo termodinamico di Brayton – tipico degli impianti con turbine a gas – conquello di Hirn – tipico degli impianti a vapore (Figura 6).
1�
2�
3� 4�
5�
6�
ss
TT
1
2
3
4
5
a) b)Jkg . K
Jkg . K
K KAccostamento delle rappresentazioni, sul piano
T/s, di un ciclo di Brayton (a) e di un ciclo di Hirn(b) utilizzati in uno stesso impianto combinato
gas-vapore.
Essi, sfruttando l’energia termica posseduta dai gas di scarico della turbina a gas, genera-no vapore (saturo o surriscaldato) il quale, immesso successivamente in una turbina a va-pore, si espande producendo ulteriore lavoro meccanico (Figura 7).Nello schema di Figura 7 la caldaia dell’impianto a vapore è alimentata unicamentedall’energia termica recuperata dai gas di scarico della turbina a gas. In altri impiantianch’essi «combinati» è prevista invece l’utilizzazione di caldaie a recupero fornite dibruciatori ausiliari nei quali sono direttamente immessi, per esservi utilizzati come com-burente, i gas uscenti dalla turbina a gas.
L’impiego di questi gas come comburente è reso possibile dal fatto che normalmente le turbine agas utilizzano un elevato eccesso d’aria e pertanto nei gas di scarico di queste macchine è ancorapresente un’alta percentuale di ossigeno.
La principale caratteristica degli impianti combinati gas-vapore è l’elevato rendimento(attorno al 48 � 51%, contro il 34 � 38% degli impianti a gas e il 40 � 42% di quelli avapore). Questi impianti, inoltre, sono affidabili; non presentano particolari problemi di
Nota Bene
FIGURA 6
MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE 9
impatto ambientale o di emissioni nocive; il loro costo di installazione è – tutto sommato– abbastanza contenuto; i tempi di realizzazione sono in genere assai modesti.
1
Turbinaa gas
Compressore
Turbinaa vapore
Generatore di vapore
a recupero
Combustore
4 5�
6�
1�
2�5
2 3
PompaCondensatore
Alternatore
Alternatore
Schemadell’impianto a
ciclocombinato gas-vapore al qualesi riferiscono i
cicli di Figura 6.
FIGURA 7
10 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
Con riferimento al ciclo di Brayton, determinare l’entità dei lavori massici di compressio-ne (isoentropica) (lcompr ) e di espansione (isoentropica) (lesp ), il lavoro massico utile (lut ) ela quantità di calore (massico) ceduta al fluido dalla sorgente superiore (qsup).Con i valori così calcolati determinare inoltre il rendimento del ciclo (hB).Ricavare nuovamente, infine, il valore di tale rendimento, calcolandolo in funzione delsolo rapporto di compressione e confrontare questo risultato con quello precedente.
Il lavoro massico di compressione (lcompr ) è calcolabile tramite l’espressione (14):
Numericamente si ottiene:
ove:
T1 � 288,15 K
k � 1,4
Se avessimo utilizzato l’espressione (15) avremmo ugualmente ricavato:
avendo assunto: cparia
� 1003, 5J
kg ⋅ K
lcompr � cparia⋅ T2 �T1( ) � 1003, 5
J
kg ⋅ K⋅ 521, 97�288,15( ) K � 234 638
J
kg�
� 234, 64kJ
kg
b �
p2
p1
� 8
R aria � 287J
kg ⋅ K
lcompr �1, 4
1, 4�1⋅ 287
J
kg ⋅ K⋅ 288,15 K ⋅ 8
1,4�1
1,4 �1⎛
⎝⎜
⎞
⎠⎟ � 234 871
J
kg�
� 234, 87kJ
kg
lcompr �k
k �1⋅ R aria ⋅ T1 ⋅ b
k �1
k � 1⎛
⎝⎜
⎞
⎠⎟
ESERCIZI
Esercizi svoltiEsercizio 1
Soluzione
11MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
ed essendo: T2 � 521,97 KIl valore del lavoro massico di espansione (lesp) può essere ricavato con la relazione (12).Si ottiene:
essendo: T3 � 1 320 K
Se si fosse usata l’espressione (13), si sarebbe ugualmente ricavato:
ove è: T4 � 728,70 KIl lavoro massico utile (lut) vale perciò, dalla (10):
Per quanto riguarda la quantità di calore (massico) (qsup) ceduto al fluido dalla sorgentesuperiore nel corso della trasformazione isobarica 2-3, si ha:
Il rendimento hB del ciclo Brayton in esame vale perciò:
Se si calcola il rendimento hB utilizzando l’espressione (9):
si ottiene:
valore perfettamente identico a quello calcolato precedentemente.
hB � 1�1
8
1,4�1
1,4
� 0, 448 � 44, 8%
hB � 1�1
bk �1
k
hB �lut
qsup
�
359, 09kJ
kg
800, 82kJ
kg
� 0, 448 � 44, 8%
qsup � cparia⋅ T3 �T2( ) � 1003, 5
J
kg ⋅ K⋅ 1320�521, 97( ) � 800 823
J
kg�
� 800, 82kJ
kg
lut � lesp � lcompr � 593, 96�234, 87( ) kJ
kg� 359, 09
kJ
kg
lesp � cparia⋅ T3 �T4( ) � 1003, 5
J
kg ⋅ K⋅ 1320�728, 70( ) K �
� 593370J
kg� 593, 37
kJ
kg
lesp �k
k �1⋅ R aria ⋅ T3 ⋅ 1�
1
bk �1
k
⎛
⎝
⎜⎜
⎞
⎠
⎟⎟
�
�1, 4
1, 4�1⋅ 287
J
kg ⋅ K⋅ 1320 K ⋅ 1�
1
8
1,4�1
1,4
⎛
⎝
⎜⎜
⎞
⎠
⎟⎟
� 593 962J
kg� 593, 96
kJ
kg
12 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
Di un impianto motore con turbina a gas sono state determinate le seguenti grandezze:
– lavoro massico effettivo prodotto dalla turbina: ;
– lavoro massico effettivo del compressore: ;
– portata di aria trattata:
– portata di olio combustibile:
Calcolare:– il lavoro massico disponibile effettivamente all’asse (lut
effettivo);
– la potenza sviluppata dall’impianto (Put);– il rendimento complessivo dell’impianto, assumendo per l’olio combustibile un poterecalorifico inferiore: Hinf � 41 MJ/kg;– il consumo specifico di combustibile (csp).
Applicando la relazione (17) relativa al lavoro massico disponibile all’asse, ovvero:
si ricava:
La potenza sviluppata dall’impianto si ricava con la (16) e vale:
Per calcolare il rendimento complessivo dell’impianto occorre prima ricavare il valoredella potenza termica ideale (Pid). Dalla (22) si ha:
Utilizzando la (23) si ricava:
Per quanto riguarda infine il consumo specifico di combustibile (csp), esso vale, con la(24):
csp �
QM comb
Put
�1, 2
kg
s9, 84 MW
� 0,12kg
MJ
htot �
Put
Pid
�9, 84 MW
49, 2 MW� 0, 20 � 20%
Pid � QM comb⋅ H inf � 1, 2
kg
s⋅ 41 ⋅ 106 J
kg� 49 200 000 W � 49, 2 MW
Put � QM aria⋅ lut
effettivo� 48
kg
s⋅ 205 ⋅ 103 J
kg� 9 840 000 W � 9, 84 MW
luteffettivo
� 520 � 315( ) kJ
kg� 205
kJ
kg
luteffettivo
� leffturbina
� leffcompressore
QM comb� 1, 2
kg
s
QM aria� 48
kg
s
leffcompressore
� 315kJ
kg
leffturbina
� 520kJ
kg
Esercizio 2
Soluzione
13MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
●1 In un ciclo ideale di Brayton l’aria all’ingresso del compressore è alla pressione atmo-sferica e ha temperatura T1 � 20 °C. La temperatura di ammissione in turbina (T3)vale 1 280 K. Il rapporto di compressione è b � 7. La pressione e la temperatura raggiunte dall’aria alla fine della compressione sono ri-spettivamente p2 � 7,09 bar e T2 � 511,15 K; alla fine dell’espansione in turbina si hala temperatura T4 � 734,10 K. Ricordando che è: p2� p3 e p1� p4, determinare:– il lavoro massico di compressione isoentropica (lcomp) e quello di espansione isoen-
tropica (lesp);– il lavoro massico utile (lut) del ciclo;– la quantità di calore massico (qsup) ceduta al fluido da parte della sorgente superiore;– il rendimento del ciclo Brayton, utilizzando i valori appena calcolati;– il rendimento del ciclo Brayton, in funzione del solo rapporto di compressione.
[Assumendo: o:
si ottiene:
opp., a seconda del procedimento usato: ;
opp., a seconda del procedimento usato: ;
; ;
hB1°procedim� 42,7%; hB2°procedim
� 42,6%]
●2 Da uno studio eseguito su un impianto motore con turbina a gas sono stati ricavati i se-guenti parametri:
– lavoro massico effettivo prodotto dalla turbina:
– lavoro massico effettivo del compressore:
– portata di aria trattata: QM aria� 60 kg/s
– portata di olio combustibile:
Determinare il rendimento complessivo dell’impianto (assumendo per l’olio combu-
stibile un potere calorifico inferiore pari a ) nonché il consumo specifico di
combustibile.
[Essendo: Put � 13,8 MW e Pid � 73,8 MW, risulta:
htot � 18,7%; ] csp � 0,13
kg
MJ
lut
effettivo� 230
kJ
kg;
41MJ
kg
QM comb� 1, 8
kg
s
leffcompressore
� 350kJ
kg
leffturbina
� 580kJ
kg
qsup � 771, 54
kJ
kg lut � 329, 38kJ
kg
⎞⎠ lesp � 547, 81
kJ
kg⎛⎝
lesp � 548, 36kJ
kg⎞⎠
lcomp � 218, 76kJ
kg⎛⎝
lcomp � 218, 98kJ
kg
cparia
� 1003, 5J
kg ⋅ KR aria � 287
J
kg ⋅ K
Esercitazioni proposte
14 MALAGUTI-ZANON - IL NUOVO PRINCIPI DI MECCANICA E MACCHINE A FLUIDO - CAPPELLI EDITORE
1. Negli impianti a vapore con recupero di calore gli spillamenti, cioè i prelievi di vaporedalla turbina, consentono di ridurre la dimensione radiale delle pale.
2. Nei rigeneratori «chiusi» impiegati talvolta negli impianti a vapore con recupero di ca-lore, il vapore spillato dalla turbina è mescolato direttamente con l’acqua proveniente dalcondensatore.
●1 La principale caratteristica degli impianti combinati gas-vapore è:
il loro altissimo costo di installazione;i lunghi tempi di realizzazione dell’impianto;i fortissimi problemi di impatto ambientale che essi generano;il loro elevato rendimento.d
c
b
a
FV
FV
Verifica dell’apprendimento
Quesiti