5. DIMENSIONAMENTO
DELLE
SEZIONI
DI
COMBUSTIONE
E
DI
RECUPERO ENERGETICO
5.1 Sezione di combustione
5.1.1 I parametri della combustione
In termini generali si osserva che i parametri che influenzano il processo di combustione
dei rifiuti sono:
• temperatura di combustione;
• tempi di permanenza dei fumi e del rifiuto solido;
• eccesso d'aria.
• omogeneita’ delle condizioni termo-fluidodinamiche.
In relazione a tali parametri possono essere fatte le seguenti considerazioni:
a) In merito alla temperatura di combustione non sussistono dubbi circa il fatto che essa
rappresenti il parametro più importante per il controllo della combustione e quindi della
eventuale formazione nei gas di incombusti quali CO, microinquinanti organici
(diossine in particolare), e nel residuo solido quali carbonio fisso e carbonio organico.
In particolare, con riferimento agli incombusti piu’ pericolosi per l’ambiente e la salute
pubblica, le diossine, le esperienze acquisite consentono di affermare che punte basse
temperatura sono la causa principale del loro incremento nei fumi. Il campo ideale di
temperatura per la formazione di tali microinquinanti è infatti di 220÷280°C, mentre
dopo i 700°C si dimostra che l’effetto distruttivo predomina su quello della formazione.
b) La diminuzione del tempo di permanenza in combustione sia dei rifiuti solidi che dei
fumi determina un incremento delle emissioni di incombusti nelle scorie come nei fumi,
e viceversa.
Sempre in relazione alle diossine, alcuni autori hanno calcolato che con un tempo di
permanenza di
1 sec. Dei fumi alla temperatura di 900÷1000°C si consegue la
decomposizione della forma piu’ tossica, la 2, 3, 7, 8 TCDD, nella misura del 99.99%.
In effetti e’ il combinato dei due parametri tempo/temperatura che si riflette sulla resa
di combustione.
c) Per quanto riguarda l'eccesso d'aria, è stato dimostrato sperimentalmente che il suo
effetto è positivo, in quanto determina una combustione piu’ completa con conseguente
riduzione degli incombusti nelle scorie e nei fumi. Occorre tuttavia controllare che forti
eccessi di ossigeno non riducano contestualmente il tempo di ritenzione dei fumi in
combustione, oltre certi limiti che si rivelerebbero dannosi.
Il livello di aria in eccesso e’ regolato anche al fine del controllo automatico della
temperatura in camera di combustione.
d) La distribuzione omogenea di temperatura, fumi e ossigeno in combustione
(primaria e post) e’ condizione indispensabile per realizzare una combustione
completa. Tuttavia, questa condizione non e’ facilmente controllabile in sede di
combustione primaria, mentre invece lo e’ in sede di combustione secondaria data la
geometria regolare della camera, le dimensioni ridotte, la presenza di soli gas e la
possibilita’ di alimentare combustibile supplementare per il controllo rigoroso della
temperatura.
Le Linee Guida della Regione Lombardia che hanno anticipato nel 1982 la legislazione
nazionale, prevedono, per assicurare una distribuzione omogenea, il rispetto in camera
di post-combustione di un Numero di Reynolds
(Re = ρVD/µ
ove ρ, V, µ,
rappresentano densita’, velocita’ e viscosita’ dei fumi, mentre D rappresenta il diametro
equivalente della camera) non inferiore a 60.000. La legislazione nazionale (norme
tecniche di attuazione del DPR 915/1982 emanate nel luglio 1984) prevedeva una
sezione ristretta di ingresso dei fumi in post-combustione tale da realizzare una velocita’
minima in detta sezione di 10 m/sec, ritenendola condizione necessaria per assicurare un
efficace turbolenza e il conseguente rapido disperdimento del flusso in ingresso in tutta
la camera. Questo vincolo non e’ invece contemplato nella norma piu’ recente (D.M.
19/11/1997 n. 503) ove si fa riferimento all’esigenza di rispettare solo condizioni
minime di temperatura di 850 °C, per un tempo minimo di 2 sec., nonche’ un tenore
minimo di 02 del 6%.
In base alle note sopra esposte risulta che, temperature sufficientemente elevate, mantenute
per un tempo abbastanza lungo e accompagnate da adeguate forniture di ossigeno e buona
miscelazione, sono in grado di ridurre drasticamente gli incombusti in scorie e fumi.
Tali condizioni possono in realta’ essere conseguite nella sola camera di combustione
primaria purche’ correttamente dimensionata e con un’attenta gestione della combustione in
sede operativa. Comunque, piu’ sicuri risultati sono conseguibili con l’installazione
aggiuntiva di una camera di post-combustione, ovvero di una zona, interna o esterna
(ovvero fisicamente separata) alla camera di combustione primaria, in cui per definizione le
condizioni di combustione siano ben determinate e sicuramente controllabili.
La normativa statunitense, che si riferisce alle condizioni di esercizio di inceneritori per
rifiuti pericolosi, ma i cui disposti possono costituire un valido riferimento anche per RSU,
prevede un tempo di permanenza dei fumi di almeno 2 secondi in camera di combustione
primaria alla temperatura di 1000°C. La normativa tedesca invece prescrive per i RSU una
camera di combustione primaria in cui esiste una zona di post-combustione (non
necessariamente un post-combustore fisicamente separato) in cui i fumi permangono per
almeno 0.3 secondi a 900°C.
5.1.2 Forni (camere di combustione primaria e secondaria)
5.1.2.1 Camera di combustione primaria
Nella camera di combustione primaria avviene la combustione vera e propria del rifiuto.
Come si e’ visto il processo e’ governato dalla temperatura e dai tempi di ritenzione di fumo
e residuo solido. In aggiunta, la geometria interna, la disposizione dei bruciatori (per le
operazioni di accensione e avviamento) e la distribuzione dell’aria, devono essere tali da
realizzare condizioni termo-fluidodinamiche omogenee, al fine di assicurare la combustione
completa del rifiuto e dei fumi.
Il dimensionamento del volume della camera di combustione primaria, Vcomb (m3) viene
effettuato sulla base del carico termico specifico CTS (Kcal/h⋅m3), ovvero dell’apporto
calorico orario, associato ai rifiuti alimentati, per metro cubo di volume di camera.
V comb. = Qr ⋅ PCIr / CTS
V =
(m3)
Qr ⋅ PCI
CTS
Ove:
Qr = portata di rifiuto alimentato (Kg/h);
PCI r = potere calorifico inferiore del rifiuto (Kcal/Kg).
Il CTS e’ un parametro progettuale empirico al quale pero’ e’ strettamente correlata la
produzione di fumo e quindi il tempo di ritenzione in camera di combustione.
Il valore di progetto da assegnare a CTS dipende dalla tipologia del rifiuto e dal tipo di
forno.
Per un tipico rifiuto non omogeneo, qual’e’ il RSU si considerano i seguenti valori:
• Per RSU (forni a griglia e a tamburo rotante): CTS = 100.000÷130.000 Kcal/h ⋅ m3
(limite 150.000 Kcal/h ⋅ m3 ). Nella prassi USA vengono assunti a base della
progettazione valori piu’ prossimi al limite inferiore. Viceversa, nella prassi europea
vengono assunti valori piu’ prossimi al limite superiore.
• Per RDF, Fanghi e altri rifiuti solidi omogenei (forni a letto fluido; forni a tamburo
rotante): CTS = 150.000÷250.000 Kcal/h ⋅ m3
• Per Rifiuti liquidi (forni per rifiuti liquidi): CTS > 200.000 Kcal/h⋅m3 (fino a valori di
900.000 Kcal/h⋅m3.
Per i forni a griglia e’ importante il dimensionamento della superficie della griglia, dalla
quale dipende il tempo di permanenza in combustione del residuo solido. Detto
dimensionamento viene effettuato sulla base del carico specifico superficiale CSS (Kg
RSU/h ⋅ m2). Valori tipici sono nel range CSS = 200÷250 Kg RSU/h ⋅ m2 (limite 300 Kg
RSU/h ⋅ m2 ). Ovviamente, il rapporto Volume camera/Superficie griglia determina l’altezza
media della camera di combustione.
Si ha pertanto:
S griglia = Qr / CSS
(m2)
In alcuni casi in letteratura si fa riferimento non al parametro CSS bensi’ al carico termico
specifico superficiale CTSS (Kcal/h ⋅ m2) dato dal rapporto tra carico termico (Qr ⋅ PCIr) e
superficie della griglia. In tal caso si ha : Sgriglia = Qr⋅ PCIr / CTSS
Per i forni a letto fluido e’ importante il dimensionamento del diametro al fine di conseguire
la condizione di fluidizzazione del letto. Allo scopo si utilizzano carichi specifici di progetto
di 200÷250 Kg rifiuto/h⋅m2 (letto bollente) fino a oltre 400 Kg /h ⋅ m2 (letto fluido
circolante). Anche in questo caso, come sopra, in letteratura e’ frequente il riferimento a
carichi termici specifici (Kcal/h ⋅ m2).
5.1.2.2 Camera di post-combustione
Per realizzare l'ossidazione spinta dei composti organici (tra cui in particolare le diossine) e
inorganici (carbonio fisso) associati ai fumi prodotti dalla combustione primaria, la camera
di post-combustione deve assicurare condizioni di:
• alta turbolenza;
• eccesso di ossigeno libero;
• alta temperatura di esercizio.
Infatti, sono proprio le fluttuazioni spaziali e temporali di tali parametri in sede di
combustione primaria le vere responsabili dei fenomeni di formazione e distruzione dei
microinquinanti organici (diossine) e degli altri incombusti nei fumi.
Per il rigoroso controllo della temperatura, la camera di post-combustione deve essere
dotata di uno o più bruciatori automodulanti alimentati con combustibile convenzionale. La
sua configurazione geometrica e strutturale deve essere tale da evitare zone morte o fredde e
cammini preferenziali. Per un suo corretto dimensionamento ed esercizio si prevede:
a) Per RSU, Rifiuti Speciali, e Rifiuti Pericolosi contenenti composti clorurati con meno
del 2% di Cloro:
≥
6% in volume
(nella sezione di ingresso)
≥
10 m/sec
•
tempo di contatto
≥
2 sec
•
temperatura dei fumi
≥
850°C.
•
tenore di ossigeno libero nei fumi
•
velocità media dei fumi
• Per Rifiuti pericolosi contenenti composti organici clorurati con tenore di cloro superiore
al 2% in peso:
•
Sono previste condizioni identiche a quelle sopra esposte, ad eccezione della
temperatura di fumi, fissata in 1200°C.
Pertanto il volume della camera di post-combustione si calcola come segue:
V post-comb. ≥ Tr ⋅ Q’f (Tf + 273) / (273 ⋅ 3600)
(m3)
Ove:
Tr ≥ 2 sec.
Q’f portata volumetrica di fumo (Nm3/h) = Qf (Kg/h) / γf
γf
peso specifico fumo in condizioni normali (0 °C; 1 atm) (Kg/Nm3)
Tf
temperatura fumi (°C).
Sia la camera primaria che di post-combustione, devono essere dotate di sistemi di misura e
registrazione della temperatura.
In uscita dalla post-combustione è sempre necessario prevedere la rilevazione continua con
registrazione dell'ossigeno libero.
È opportuno (indispensabile per i rifiuti pericolosi) adottare sistemi di blocco automatico
dell'alimentazione dei rifiuti nei casi di eccessivo abbassamento della temperatura fumi
(oltre 50°C ) e dell'ossigeno libero.
In sede di avviamento dell’impianto l'alimentazione dei rifiuti potrà avvenire solo dopo che
sia stata raggiunta nella camera secondaria la temperatura minima di legge. Questa
temperatura deve essere raggiunta mediante combustibile convenzionale e solo allora
dovranno essere alimentati i rifiuti e ridotti progressivamente i flussi di detto combustibile,
in modo da rispettare continuamente le condizioni operative prescritte.
In considerazione della particolare funzione attribuita alla camera di post-combustione
(volano di sicurezza contro gli incombusti) appare indispensabile evitare l'uso in questo
stadio di combustibili non convenzionali.
5.1.2.3 Efficienza di combustione
L’efficienza
della combustione puo’ essere misurata sia relativamente ai gas di
combustione sia relativamente al residuo solido (scorie):
a- gas di combustione:
In una combustione efficiente il carbonio organico viene pressoche’ totalmente convertito in
CO2. Viceversa , la presenza di CO nei fumi rappresenta una misura di inefficienza della
combustione .
Pertanto, l’efficienza della combustione in fase gas Ec puo’ essere misurata come
Ec = 100 ⋅ CO2 / (CO2+CO)
(%)
La determinazione viene effettuata tramite misura e registrazione in continuo di CO e CO2
in uscita dalla camera di post-combustione.
Per un’efficiente combustione e’ di norma richiesto:
Ec ≥ 99.9 %
Altre misure in continuo necessarie per il controllo della combustione sono, come gia’ detto:
- Temperatura in combustione e post-combustione;
- Ossigeno in post-combustione.
b- scorie di combustione:
L’efficienza di combustione della frazione solida viene valutata in base alla presenza di
incombusti nelle scorie prodotte. Detti incombusti possono essere organici (frazioni di
materiale combustibile grezzo non completamente mineralizzate) od inorganici (carbonio
fisso residuo).
Nella combustione di RSU la normativa italiana (D.M. 19/11/97, n, 503) richiede la
presenza massima di incombusti totali pari al 3% in peso.
Tipici riferimenti di altre norme sono:
-
incombusti organici: 2% in peso sulle scorie secche;
-
incombusti totali (organici + inorganici): 5% in peso sulle scorie secche.
5.1.2.4 Produzione di scorie e ceneri volanti
Il materiale incombustibile (ceneri) presente nel rifiuto si converte in scorie e polveri
(definite anche ceneri volanti). Per un RSU il totale scorie+polveri rappresenta il 22-30% in
peso del rifiuto grezzo. Di questa frazione l’80% circa si ritrova come scorie e il 20% come
polveri (ceneri volanti catturate dai sistemi di depolverazione).
Per l’RDF il residuo incombustibile si riduce a valori del 10-20% circa a seconda del livello
di pretrattamento subito dal rifiuto.
5.1.2.5 Bilanci di materia ed energia-Calcolo delle portate di aria e fumi
Il bilancio termico attorno al forno e’ cosi’ determinabile (Fig. 19):
Qi ⋅ Hi + G =
Qu ⋅ Hu +
Pi
Bilancio termico del forno
Detto bilancio indica che il carico entalpico in ingresso al forno
Qi ⋅ Hi (Kcal/h),
associato alle portate di rifiuto e di aria di combustione, sommato al calore G (Kcal/h)
generato dalla combustione, eguaglia il carico entalpico dei flussi in uscita
(Kcal/h), associato alle portate di fumi e di scorie. Il termine
Qu ⋅ Hu
Pi (Kcal/h) rappresenta le
perdite entalpiche determinate dal contenuto di incombusti nelle scorie e dalla perdita di
calore delle pareti esterne del forno per irraggiamento e convezione.
Fig.19: bilancio termico e materiale di un forno di incenerimento rifiuti
Si ha, assumendo come temperatura di riferimento 25 °C:
Qi ⋅ Hi = Qr Cpr (Tr - 25) + Qa Cpa (Ta-25)
G = Qr⋅PCIr
Qu ⋅ Hu = Qf Cpf (Tf - 25) + Qs Cps (Ts - 25)
Pi = P1 + P2 = z Qr PCIr + αii Qs PCIii + αio Qs PCIio
Ove:
Qr, Qa, Qf, Qs rappresentano le portate di rifiuto, aria, fumi e scorie (Kg/h).
Cpr, Cpa, Cpf e Cps rappresentano i calori specifici di rifiuto, aria, fumi e scorie (Kcal/Kg⋅h;
valori medi nel range di temperatura considerato).
Tr, Ta, Tf, Ts rappresentano le temperature di rifiuto, aria, fumi e scorie (°C).
PCIr rappresenta il potere calorifico inferiore del rifiuto (Kcal/Kg).
PCIii e PCIio rappresentano i poteri calorifici inferiori degli incombusti inorganici e organici
nelle scorie (Kcal/Kg).
αii e αio rappresentano le frazioni di incombusti inorganici ed organici nelle scorie.
z rappresenta la frazione di calore dispersa per irraggiamento e convezione, rispetto al
contenuto energetico G del rifiuto.
Il bilancio si semplifica considerando il rifiuto alimentato alla temperatura ambiente (25° C)
ed eventualmente anche l’aria (in genere pero’ l’aria viene pre-riscaldata con vapore o con
i fumi di combustione, a temperature di 100÷200 °C per favorire la combustione stessa).
Con questa ipotesi il primo termine del bilancio
Qi ⋅ Hi si riduce a zero.
Per quanto riguarda la perdita di calore P1 per irraggiamento e convezione si stimano valori
del 3-5% rispetto al calore generato G.
Dall’equazione di bilancio energetico, fissata la temperatura dei fumi e scorie (per RSU=
850÷1050 °C) si ricava la portata dei fumi Qf.
Dall’equazione di bilancio di materia si ricava poi la portata d’aria Qa (Kg/h).
Qr + Qa = Qf + Qs
Bilancio di materia del forno
Nota la portata complessiva di aria Qa e’ possibile il calcolo dell’eccesso di aria e rispetto
allo stechiometrico Qa stech. occorrente per la combustione.
e = 100 ⋅ (Qa –Qa stech.) / Qa stech.
(%)
La portata stechiometrica Qa stech puo’ essere calcolata in due modi:
a- calcolo dettagliato sulla base della composizione analitica del rifiuto:
Le reazioni di ossidazione riguardano fondamentalmente il carbonio e l’idrogeno contenuti
nelle componenti organiche del rifiuto. In aggiunta possiamo considerare anche l’eventuale
presenza di atomi di zolfo.
O2
→
CO2
H2 + ½ O2
→
H2O
S +
→
SO2
C +
O2
Le reazioni sopra indicate sono utili ai fini dei calcoli stechiometrici.
Sulla base delle stechiometrie complessive sopra riportate si calcola un fabbisogno
stechiometrico specifico di aria Qa stech/Qr, pari a:
Qa stech /Qr = 0.115⋅⋅C + 0.345⋅⋅(H - O/8) + 0.0431⋅⋅S (Kg aria/Kg rifiuto grezzo)
Ove :
C, H, O e S , rappresentano le concentrazioni % in peso degli elementi (contenuti
nel solo materiale organico, quindi con esclusione delle presenze
nell’umidita’ del rifiuto e in altri composti inorganici) sul rifiuto tal
quale (umidita’ inclusa). La presenza di 02 in aria e’ stimata del
23.2% in peso.
Questa modalita’ di calcolo e’ generalmente seguita per rifiuti industriali a composizione
costante, per i quali viene di regola determinata la composizione analitica elementare.
b- Calcolo approssimato in relazione al PCI del rifiuto:
Questa modalita’ di calcolo e’ tipica di rifiuti disomogenei quali i RSU, oltretutto di
composizione variabile nel tempo.
Una prima formula semiempirica si basa sul fabbisogno stechiometrico di 1.35 Kg aria per
ogni 1000 Kcal sviluppate dalla combustione:
Si ha pertanto:
Qa stech / Qr = 1.35 PCIr / 1000
(Kg aria/Kg rifiuto grezzo)
In alternativa sono proposte altre formule di calcolo della portata volumetrica specifica di
aria stechiometrica :
Formula di Veron:
Q’a stech / Qr = PCIr / 1000
(Nm3/Kg rifiuto grezzo)
Formula di Rosin-Fehling:
Q’a stech / Qr = 0.5 + 1.01 PCIr /1000 (Nm3/Kg rifiuto grezzo)
Le due formule forniscono stime per difetto (Veron) e per eccesso (Rosin-Fehling) . Una
loro rappresentazione grafica e’ riportata in Fig. 20.
Fig.20
Nella Fig. 21 e’ invece rappresentata la conseguente produzione volumetrica di fumo
(produzione determinata dalla combustione stechiometrica) ricavata sulla base della due
formule.
Fig.21
Nella Fig. 22 e’ riportato un diagramma per la stima approssimata dell’eccesso d’aria
occorrente, in funzione del PCI del rifiuto.
Fig.22
L’uso di tali diagrammi e’ utile come riferimento generale per la verifica della bonta’ dei
calcoli eseguiti sulla scorta dei bilanci di materia e di energia. A titolo orientativo, la portata
volumetrica specifica dei fumi (teorica + eccesso d’aria) per RSU con PCI di 2000÷
÷3000
Kcal/Kg risulta nel range 6÷10 Nm3/Kg RSU.
5.2
Sezione di recupero energetico
5.2.1 Recupero di vapore in caldaia
Il recupero di calore viene effettuato tramite produzione di vapore in caldaia, ove i fumi
vengono raffreddati da Tf (uscita post-combustione; Tf=850÷1000 °C per RSU) a
Tc=250÷300 °C (uscita caldaia).
Il bilancio energetico della caldaia e’ cosi’ definito:
Qf Cpf (Tf -Tc) =Qv (Hv - Hl) + Pc
Bilancio termico caldaia
Ove:
Qv (Kg/h)
portata di vapore prodotto;
Hv (Kcal/Kg) entalpia del vapore prodotto;
Hl (Kcal/Kg) entalpia dell’acqua in alimentazione alla caldaia;
Pc (Kcal/h)
perdite di calore per irraggiamento e convezione.
Il primo membro rappresenta il calore ceduto dai fumi. Il secondo, il calore recuperato come
vapore, sommato alle perdite Pc per irraggiamento e convezione.
La perdita di calore Pc dipende dalla potenzialita’ della caldaia e dal livello di schermatura e
isolamento adottato. Possono andare da valori minimi del 0.8% fino a valori dell’8%. Un
calcolo dettagliato puo’ essere fatto con grafici dell’ABMA (American Boiler
Manufacturers Association). Nella situazioni piu’ ricorrenti si hanno perdite nel range 1-3%
del calore entrante:
Pc = (0.01 ÷ 0.03) ⋅ Qf Cpf Tf
Il vapore puo’ essere prodotto in forma satura oppure surriscaldata. Quest’ultima ipotesi e’
la piu’ ricorrente nell’ipotesi di successivo recupero di energia elettrica. Tipici valori
termodinamici del vapore surriscaldato e dell’acqua surriscaldata di alimentazione della
caldaia sono:
vapore surriscaldato:
-pressione :
40 bar
-temperatura: 350 °C
-Hv (40 bar; 350°C): 738 Kcal/Kg
acqua surriscaldata
-pressione :
50 bar
-temperatura: 130 °C
-Hl (130 °C) : 130 Kcal/Kg
Dall’equazione di bilancio termico, viene ricavata la produzione di vapore Qv .
Dal rapporto tra calore recuperato come vapore e calore entrante coi fumi, si desume il
rendimento termico della caldaia. Analogamente, dal rapporto tra lo stesso calore recuperato
e il calore teoricamente sviluppabile dalla combustione del rifiuto, si desume il rendimento
termico del sistema forno+caldaia:
η caldaia = Qv (Hv - Hl) / Qf Cpf Tf
Rendimento termico caldaia
η caldaia + forno = Qv (Hv - Hl) / Qr PCIr
Rendimento termico forno+caldaia
I due rendimenti sono dell’ordine di circa
η caldaia =70÷75% e η caldaia+forno = 65÷70%
La produzione specifica di vapore Qv/Qr è ovviamente connessa al PCI del rifiuto e alle
condizioni entalpiche del vapore prodotto. Per RSU con PCI dell’ordine di 2500 Kcal/Kg e
vapore surriscaldato a 40 bar e 350 °C si conseguono produzioni di circa 2.3÷2.5 Kg
vapore/Kg RSU. Con PCI di 1500 Kcal/Kg e analoghe condizioni termodinamiche del
vapore prodotto si conseguono produzioni specifiche di circa 1.6÷1.8 Kg vapore/Kg RSU.
Analogamente, in sistemi in cui si intende produrre vapore a 10
÷
15 bar, saturo o
leggermente surriscaldato, per destinarlo ad utenze esterne, si hanno produzioni di 1.7÷1.9
Kg.vapore/Kg RSU, rispettivamente per P.C.I. variabili da 1400÷1600 Kcal/Kg.
5.2.2 Recupero di energia elettrica
5.2.2.1 Forme di recupero
Come gia’ detto, per un’efficiente recupero di energia elettrica occorre che il vapore sia
prodotto ad elevate condizioni entalpiche, ovvero in condizioni di surriscaldamento
(indicativamente a pressione = 35÷40 bar, temperatura = 300÷370°C). Nella Fig. 23 e’
rappresentato il ciclo di Rankine a vapore surriscaldato.
Fig.23: rappresentazione del ciclo Rankine a vapore surriscaldato in diagramma Temperatura/Entropia e in
diagramma Entalpia/Entropia.
L’acqua in uscita dalla condensazione (punto 1) del vapore viene pompata alle condizioni di
pressione della caldaia (1-2 trasformazione adiabatica). La trasformazione 1-2 e’ comunque
poco significativa, tant’e’ che spesso viene omessa nella rappresentazione del ciclo. L’acqua
in pressione subisce in caldaia il riscaldamento dapprima alla condizione di incipiente
ebollizione (2-3 trasformazione isobara) , poi alla condizione di vapore saturo (3-4
trasformazione isotermobarica) e infine alla condizione di vapore surriscaldato (4-5
trasformazione isobara). L’espansione in turbina consente il recupero energetico (5-6
espansione isoentropica, ovvero adiabatica reversibile). Infine, la condensazione del vapore
residuo ci riporta alle condizioni di partenza (6-1 trasformazione isotermobarica).
L’energia teoricamente recuperata e’ data dalla differenza tra il calore Q1 recuperato in
caldaia e il calore Q2 disperso in condensazione: L = Q1-Q2 il quale e’ rappresentato nel
diagramma T,S dall’area interna del ciclo. Analogamente, in diagramma H,S l’energia
recuperata e’ data dalla differenza tra l’entalpia del vapore surriscaldato e l’entalpia del
vapore espanso L= Q1-Q2=H5-H6.
L’energia effettivamente recuperata e’ minore di quella teorica ora calcolata perche’ occorre
tenere conto di vari rendimenti tra cui in primo luogo quello connesso all’espansione che
segue in realta’ una trasformazione adiabatica che porta a condizioni entalpiche H6’< H6 (Il
punto 6’ si colloca in posizione piu’ elevata lungo l’isobara passante per il punto 6).
Possono essere adottati tre distinti criteri di espansione in turbina:
-
turbina a condensazione (Fig. 24)
-
turbina a contropressione (Fig. 25)
-
turbina a derivazione e condensazione (Fig. 26).
Fig.24
Fig.25
Fig.26
Con le turbine a condensazione si attua una forte espansione fino a condizioni sottovuoto
(pressioni in uscita di 0.1÷0.2 bar) allo scopo di attuare il massimo recupero di energia
elettrica.
Con le turbine a contropressione l’espansione viene limitata a una pressione di circa 2÷4
bar, allo scopo di ottenere un recupero piu’ modesto di energia elettrica ma
contemporaneamente anche di vapore da destinare ad utenze esterne (industrie;
teleriscaldamento). Il recupero del vapore per utenze esterne all'impianto di incenerimento
tuttavia rappresenta in moltissimi casi una possibilità solo teorica, sia perché il programma
di utilizzazione del vapore deve essere analogo a quello di produzione (onde assicurare
continuità di fornitura alle utenze), sia perché i forni di incenerimento per ovvie ragioni di
impatto ambientale sono in genere ubicati a distanza dai centri abitati e spesso anche da aree
industriali.
La soluzione a derivazione e condensazione compendia le altre due nel senso che a
derivazione nulla si ricade nella condizione di semplice condensazione e a derivazione
totale si ricade nella condizione della semplice contropressione. Per questa sua versatilita’
rappresenta la soluzione normalmente adottata.
Le turbine impiegate sono normalmente del tipo multistadio, quindi con la possibilita’ di
effettuare spillamenti di vapore alla pressione desiderata per sopperire ad esigenze interne
all’impianto (degasatore; preriscaldamento aria di combustione; eventuale riscaldamento
finale dei fumi al camino; riscaldamento uffici ecc..), ed eventualmente anche esterne.
5.2.2.2 Potenza recuperata
La potenza teorica prodotta dall’espansione in turbina e’ determinata dal salto entalpico tra
vapore in alimentazione (AP) e vapore in uscita (BP) lungo la trasformazione isoentropica:
Nteorica turbina = Qvt (Hv.AP - Hv.BP)
Potenza teorica prodotta dall’espansione
La potenza reale prodotta all’asse della turbina tiene poi conto del rendimento della turbina
stessa ηturb., al quale contribuiscono tre termini:
-il rendimento isoentropico ηis (detto anche rendimento alle palette) determinato dalle
dissipazioni fluidodinamiche di energia sulle palette della turbina (creazione di vortici).
Questo rendimento trasforma il salto teorico (isoentropico = adiabatica reversibile) in salto
puramente adiabatico (irreversibile).
-il rendimento meccanico ηmecc. determinato dalle perdite di energia meccanica ai cuscinetti;
-il rendimento volumetrico ηv. determinato dai trafilamenti di vapore nell’interspazio
rotore/statore.
Per cui la potenza meccanica reale prodotta dall’espansione risulta:
Nreale turbina = Qvt ⋅(Hv.AP - Hv.BP)⋅ηturb.
ηturb .= ηis. ⋅ ηmecc. ⋅ ηv.
con
La potenza elettrica reale generata, e resa disponibile ai morsetti del turboalternatore, tiene
conto di ulteriori rendimenti:
-
rendimento dell’alternatore ηalt. (comprensivo delle perdite elettriche, dell’ energia
assorbita dall’eccitatrice e dagli organi di ventilazione, nonche’ delle perdite meccaniche
del riduttore di giri nell’accoppiamento turbina/alternatore).
-
rendimento organico della turbina ηorg . Questi, non e’ in realta’ un vero rendimento
giacche’ tiene conto dei consumi di energia elettrica degli ausiliari di controllo,
regolazione e lubrificazione della turbina.
A volte, nel rendimento organico vengono inclusi anche i consumi di energia elettrica
determinati da tutti gli ausiliari del ciclo termico (in particolare le pompe di
pressurizzazione dell’acqua alimentata in caldaia). In tali casi il rendimento si riduce
nettamente (da valori prossimi al 95% a valori del 65÷70%).
Per cui la potenza elettrica effettivamente disponibile ai morsetti dell’alternatore Nel risulta:
Nel. (KW) = Qvt (Hv.AP - Hv.BP) ηTOT / 860
Ove:
Potenza elettrica generata
ηTOT = ηturb. ηorg ηalt.
Valori tipici dei vari rendimenti, per macchine di potenza media (8.000÷15.000 KW e
vapore a 40÷45 bar) sono:
ηis. = 0.8 ÷0.9 ( nell’ipotesi di sistema multistadio: 0.80 ÷0.85 per stadi ad AP, ad azione;
0.85 ÷0.90 per stadi a BP a reazione)
ηmecc. = 0.98÷0.99
ηv. = 0.99
ηorg = 0.94÷0.96
ηalt. = 0.93÷0.95 (di cui circa 0.98 per dissipazioni elettriche e 0.95÷0.96 per dissipazioni
meccaniche)
ηturb.= ηis. ηmecc. ηv. = 0.75 ÷ 0.85
ηturb. ηorg ηalt. = 0.68 ÷ 0.75
ηTOT =η
Chiaramente, il rendimento di una turbina e’ funzione anche della potenzialita’ (maggiori
rendimenti competono alle macchine piu’ potenti).
Inoltre, a parita’ di potenzialita’ il rendimento e’ fortemente influenzato dal carico di
esercizio (a carichi parziali corrispondono sensibili diminuzioni di rendimento rispetto al
pieno carico)
Nel grafico di Fig. 27 e’ riportata la correlazione rendimento/potenza a pieno carico per
turbine multistadio
Fig.27
Nel calcolo di Nel occorre considerare la portata oraria di vapore effettivamente espanso in
turbina. Ovvero, con la soluzione a “derivazione e condensazione” occorre tener conto degli
eventuali spillamenti per consumi di vapore per il degasatore (5÷10% circa, mediante
spillamento dalla turbina a 2÷2.5 bar circa, oppure mediante derivazione dalla rete AP) e per
il preriscaldamento eventuale dell’aria di combustione (7÷12% circa), nonche’ ulteriori
consumi connessi a spurghi e servizi ausiliari vari. Il consumo interno di vapore puo’
dunque valere il 15÷25 % circa della produzione in caldaia. I calcoli dettagliati sono
eseguibili con semplici bilanci di termici. In alcuni impianti di incenerimento e’ previsto,
in aggiunta, un consumo non trascurabile di vapore per il riscaldamento dei fumi a 110÷120
°C, prima dell’emissione dal camino onde evitare la formazione di vistosi pennacchi di
vapore in condensazione. Analogamente dicasi per sistemi a “contropressione”.
Inoltre, occorre considerare che l’entalpia Hv.AP del vapore ad alta pressione in ingresso alla
turbina puo’ differire dell’1÷3% circa dall’entalpia del vapore prodotto in caldaia Hv a causa
di perdite di calore lungo la linea di trasporto alla turbina (perdite commisurate alla distanza
percorsa e al livello di isolamento adottato).
L’entalpia allo scarico della turbina Hv.BP dipende dalle condizioni termodinamiche del
vapore a bassa pressione prodotto dall’espansione. Come gia’ detto, in impianti a semplice
condensazione sono tipiche le espansioni del vapore da 40 bar e 350 °C (Hv.AP = 738
Kcal/Kg) a condizioni termodinamiche di 0.15÷0.20 bar (Hv.BP = 510÷520 Kcal/Kg). In
impianti a contropressione l’espansione e’ limitata alla condizione di utilizzo del vapore BP
(normalmente 2÷4 bar).
Nella Fig. 28 e’ riportato un diagramma illustrante la potenza prodotta ai morsetti
dell’alternatore in funzione del vapore derivato (impianto a condensazione e derivazione).
Fig.28
Si constata che il recupero netto di energia elettrica in impianti con sola condensazione e’
dell’ordine di 0.2 KWh/Kg di vapore espanso. Conseguentemente, il quantitativo di energia
elettrica ricavabile dall'espansione del vapore in turbina è di 0.25÷0.30 KWh/Kg RSU, per
un intervallo di P.C.I. di 1400÷1600 Kcal/Kg; valore che sale a circa 0.38÷0.46 KWh/Kg
RSU per un P.C.I. di circa 2000÷2500 Kcal/Kg .
Nel complesso, il recupero di energia elettrica in un forno di incenerimento di rifiuti con
turbina a condensazione (recupero di sola energia elettrica senza destinazione di calore ad
utenze esterne e con derivazioni limitate agli usi tecnologici interni) risulta del 15÷20%
circa (energia elettrica prodotta/contenuto energetico del RSU) come evidenziato negli
schemi di bilancio energetico di Fig. 29. Ovviamente, i migliori rendimenti competono a
RSU con elevato PCI.
Fig.29
Con impianti a contropressione la produzione di energia elettrica risulta di circa 0.15÷0.30
KWh/Kg RSU, in dipendenza del PCI e della pressione del vapore allo scarico.
La potenza elettrica generata in impianti a derivazione e condensazione Nel.(KW) e’
calcolabile come somma dei due stadi:
Nel. = N’el + N’’el
Nel. = Qvt ⋅(Hv.AP - Hv.’) ⋅ η’TOT / 860 + (1 - K) ⋅ Qvt ⋅ (Hv.’- Hv.BP) ⋅ η’’TOT /860
Ove K e’ la frazione di vapore derivato alle condizioni entalpiche Hv.’.
Nella Fig. 30 è riportato il rendimento di recupero di energia elettrica e termica (vapore 2
bar) in impianti a derivazione e condensazione.
Fig.30
Nelle Figg. 31 e 32 sono rappresentati i dati operativi e di bilancio termico e materiale di
due impianti di incenerimento RSU (di capacita’ 500 ton RSU/d; PCIr = 2200 Kcal/Kg) con
ciclo termico a condensazione (Fig. 31) e a contropressione (Fig. 32). Il ciclo a
contropressione e’ analogo a quello a condensazione, con la differenza pero’ che allo
scarico della turbina il vapore e’ alla pressione di 1.5 bar (anziche’ 0.12 bar in caso di
condensazione). Con il ciclo a condensazione si consegue un recupero netto di energia
elettrica del 16%, contro il 10.1% del ciclo a contropressione. Pero’ in quest’ultimo caso si
ha una cogenerazione di calore destinato ad utenze esterne, cui corrisponde un rendimento
di recupero del 61%. Quindi il rendimento energetico della cogenerazione (energia elettrica
+ calore) ammonta complessivamente al 71.1%.
Fig.31
Fig.32