RELAZIONE ANTONIO GUARINO

INTRODUZIONE

L’analisi dell’impianto di termovalorizzazione preso in considerazione, è riferito alla progettazione di un sistema capace di smaltire l’RSU non differenziato della provincia di Cosenza, senza la zona di Rossano. Secondo il BURC 14-Novembre-2010 la produzione di rifiuti per tale provincia si attesta ad 371000 tonnellate/anno. L’impianto di termovalorizzazione considerato, lavora sulla parte non differenziata di tale produzione stimata in 55% del totale.

L’RSU che arriva al termovalorizzatore ogni anno sarà dunque 204050 tonnellate.

Il sistema di bruciatori utilizzato è di tipo a griglia, con un numero di ore di lavoro all’anno stimate in 7800 ore. La potenzialità di un sistema con queste caratteristiche è pari ad 26,2 tonnellate/ora di RSU smaltibili. Per ragioni di flessibilità d’impianto, si è scelto di utilizzare due gruppi ottenendo dunque la seguente potenzialità 13,1 tonnellate/ora*2.

Ogni gruppo ha quindi una potenzialità termica pari ad 36,4 MW tenendo conto di un potere calorifico inferiore del’RSU pari ad 10 MJ/kg. Ogni gruppo inoltre possiede la griglia di combustione, il combustore e la linea di trattamento fumi (FGC); mentre si ha un’unica linea del vapore un’unica fossa rifiuti, un unico camino a due canne.

Lo schema riportato per mezzo della figura qui sopra, rappresenta tutti gli elementi che compongono ogni singolo gruppo di cui discusso prima.

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Uno dei primi calcoli da effettuare riguarda il volume della fossa rifiuti, dimensionata in modo da contenere il fabbisogno del termovalorizzatore per due giorni.

Dai calcoli effettuati tenendo conto anche della potenzialità di smaltimento dell’RSU dei due gruppi, si ottiene un volume della fossa pari ad 4192 m3. L’altezza utile di tale fossa è pari a 15 metri; suddividendo il volume per l’altezza utile, si ottiene la sezione di baso della fossa pari a circa 280 m2 imponendo una larghezza di 11 metri si ottiene una profondità pari a 25 metri. La tipologia di griglia utilizzata è “step moving grids” che fornisce maggiore flessibilità per l’utilizzo di RSU come combustibile.

DATI DI PROGETTO

Tutti i calcoli relativi alla progettazione del termovalorizzatore si riferiscono ai seguenti limiti:

a) Vapore a T=440°C ed alla pressione di 60 barb) Temperatura dell’acqua di alimento 140°Cc) Pressione riscaldatore di bassa pressione 1,5 bard) Pressione al condensatore 0,12 bare) Pressione al degasatore 4 barf) Temperatura di uscita fumi dalla caldaia 170°C

Il ciclo termico finalizzato alla produzione di vapore da introdurre in turbina, possiede un’unica linea. Quindi la linea del vapore in uscita dal boiler può essere schematizzato per mezzo della seguente figura:

COMPOSIZIONE ELEMENTARE RSU

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L’obiettivo principale della determinazione della composizione elementare dell’RSU, riguarda il calcolo finale del potere calorifico inferiore di tale combustibile. Tale parametro è molto variabile a causa delle infinite diverse composizioni merceologiche del combustibile considerato. Il punto di partenza per la valutazione della composizione elementare è come già detto la composizione merceologica; questa suddivide L’RSU in tante frazioni, e per ognuna di queste viene fornita la percentuale in peso. Solitamente la composizione merceologica divide l’RSU in otto frazioni, per ognuna delle quali da apposite tabelle può ricavarsi la frazione combustibile, le ceneri, l’umidità.

La frazione combustibile di ogni frazione, si compone a sua volta di percentuali di C, H2, O2, Cl, S. Dai calcoli effettuati e dai diversi confronti con la composizione elementare della media nazionale e della regione Calabria si è ottenuta una composizione elementare dell’RSU così formata:

COMPOSIZIONE ELEMENTARE (% in peso)

C H2 O2 S N2 ClORGANICO 9,6 1,5 9 0 0,3 0

CARTA E CARTONI 37,5 5,4 29 0,2 0,7 0,2PLASTICHE TOTALI 55,4 6,8 20 0 0 1,8

LEGNO/TESSILI (6%) 37,9 4,8 30 0,1 0,1 0METALLI TOTALI 0,9 0,4 1 0 0 0,2VETRO E INERTI 0,9 0,4 0,9 0 0 0,3SOTTOVAGLIO 19,4 1,2 10,6 0,4 0,4 0,3

TOTALE 0,27023 0,03531 0,17206 0,00112 0,00338 0,0040827,023 3,531 17,206 0,112 0,338 0,408

Ceneri (in peso%) Umidità (in peso%)9 70,69 189 7

4,5 22,692,5 595 2,5

35,4 32,30,20398 0,3098420,398 30,984

La composizione elementare determinata è stata ottenuta dalla seguente composizione merceologica:

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COMPOSIZIONE MERCEOLOGICA (kg/kgRSU)

ORGANICO 27CARTA E CARTONI 29PLASTICHE TOTALI 16

LEGNO 3TESSILI 3

METALLI TOTALI 4VETRO E INERTI 6SOTTOVAGLIO 12

Si è realizzato inoltre un grafico, in cui è possibile visualizzare meglio la composizione elementare di 1kg di RSU della tipologia presa in esame:

C H2 O2 S N2 Cl Ceneri (in peso%) Umidità

(in peso%)

0

5

10

15

20

25

30

3527.023

3.531

17.206

0.1120.338000000000001 0.408

20.398

30.984

Composizione Elementare

Composizione Elementare

Il potere calorifico di questo combustibile può essere determinato da diverse relazioni e/o metodi:

a) Si fornisce ad ogni componente merceologica un PCI indicativo e si calcola il potere calorifico inferiore come segue:

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PciRSU=∑j

8

[%∈peso ] jPci j

b) Formula di Dulong;

PciRSU=8100C+29000(H 2−O2

8 )+2500S−607W [ kcalkgRSU ]

c) Formula di Boie;

PciRSU=103 [35C+94.3H 2+10.4 S+6.3N2−10.8O2−3.4Cl−2.44W ] [ k JkgRSU ]

d) Regola del pollice;

PciRSU=PciFCFC−600W [ kcalkgRSU ]

Per la regola del pollice, il valore di PCI cui si fa riferimento è pari ad 22-23 MJ/kgFC.

Il PCI considerato per i calcoli di progetto, si ottiene dalla composizione elementare sopra riportata. Il valore calcolato è pari a:

kcal/kg kJ/kg

PCI2403,86

310062,5

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Quindi esattamente in linea con l’intervallo di PCI tipico dell’RSU.

FRAZIONE RINNOVABILE DELL’RSU

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L’RSU, è un combustibile che può essere considerati in parte rinnovabile ed in parte non rinnovabile. Per la valutazione della componente rinnovabile dell’RSU, esistono delle tabelle che forniscono la percentuale di rinnovabilità di ogni frazione merceologica dell’RSU:

Componente Merceologico

% parte biodegradabile

Organico 100Carta e cartoni

100

Tessili 50Sottovaglio (<20mm)

60

Legno 100

Prendendo come riferimento questa tabella si può calcolare la percentuale rinnovabile di ogni kg di RSU, ottenendo in definitiva un 67,7% in peso di componente rinnovabile.

In termini di rinnovabilità l’attenzione è riferita più che altro al potere calorifico inferiore della frazione rinnovabile, perché l’erogazione dei certificati verdi è correlato all’energia che la componente rinnovabile dell’RSU è capace di generare. Dai calcoli si ottiene un PCIrinnovabile=4,8 MJ/kg. In percentuale questo potere calorifico rappresenta circa il 48% dell’intero potere calorifico del combustibile.

Per semplicità di trattazione comunque la legge impone che la componente rinnovabile dell’RSU, in termini di energia prodotta, sia pari al 51%.

La componente rinnovabile contribuisce inoltre alla tutela dell’ambiente introducendo nell’atmosfera un quantitativo di CO2

inferiore rispetto ad una normale centrale termoelettrica. Questo aspetto è legato all’elevata percentuale di carbonio della componente rinnovabile rispetto al carbonio totale presente nell’RSU. Il carbonio derivante dalla frazione rinnovabile è pari a circa il 59% del carbonio totale presente nel rifiuto solido urbano tal quale.

GENERATORE DI VAPORE

Il generatore di vapore o caldaia, può avere diverse configurazioni, ma quella considerata per la progettazione di ciascun gruppo si compone di un'unica radiante verticale ed una convettiva anch’essa ad unico passaggio e con disposizione

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orizzontale. La disposizione orizzontale della convettiva è conveniente soprattutto da un punto di vista della maggiore facilità nell’eliminazione delle ceneri e della manutenzione in caso di sostituzione di banchi di scambio termico. Per la progettazione della zona radiante, ci si riferisce ad un modello semplificato della camera di combustione, nonché della zona di post-combustione e dell’ultima parte della radiante.

Il modello utilizzato per la progettazione della camera di combustione, è presente nella figura qui sopra, e rappresenta un parallelepipedo avente una certa dimensione longitudinale, una dimensione trasversale, ed una certa altezza. L’area A* evidenziata nel disegno dello schema, rappresenta la sezione di passaggio dei fumi nella radiante verticale.

Anche le rimanenti parti della caldaia possono essere schematizzate con dei parallelepipedi, aventi questa volta come sezione di base A* (lunghezza trasversale coincidente con la lunghezza trasversale della camera di combustione).

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CAMERA DI COMBUSTIONE

A*

P.C.

RADIANTE NON

REFRATTARIATA

A*

PROGETTAZIONE CAMERA DI COMBUSTIONE

La progettazione del primo elemento del generatore di vapore, riguarda la determinazione delle dimensioni dello stesso elemento. Si parte con la valutazione della superficie della griglia considerando un carico termico di progetto di questo elemento pari ad 0,8 MW/m2. Solitamente a seconda del potere calorifico inferiore del combustibile introdotto, si sceglie la dimensione trasversale della griglia, di fatti per elevati poteri calorifici si preferiscono griglie larghe e poco lunghe in modo da evitare stress termici sui materiali che la compongono. Nel caso in esame si sceglie una lunghezza trasversale pari a 4,5 metri. Le dimensioni ottenute devono rispettare anche un carico meccanico. Dagli elementi introdotti, si ottengono i seguenti risultati:

MASSA SI RSU ELABORATA (kg) 13100,000

CARICO TERMICO GRIGLIA (MWTERMICI/m2) 0,800POTENZIALITA' TERMICA PER UNITA' (MW) 36,400

CARICO MECCANICO MINIMO 180,000CARICO MECCANICO MASSIMO 350,000

SUPERFICIE DELLA GRIGLIA 45,500LUNGHEZZA TRASVERSALE (IPOTIZZATA) 4,500

LUNGHEZZA LONGITUDINALE 10,111VERIFICA CARICO MECCANICO 287,912

La determinazione dell’altezza della CC, prende in considerazione il carico termico volumetrico della camera; tale parametro si è impostato pari a 0,25 MW/m3. Dal rapporto fra potenzialità termica e carico termico volumetrico si ottiene il volume della camera che diviso per la superficie della griglia fornisce l’altezza della camera. I calcoli effettuati sono riportati di seguito:

CARICO TERMICO VOLUMETRICO (MWTERMICI/m3) 0,250

VOLUME CAMERA DI COMBUSTIONE 145,600ALTEZZA CAMERA DI COMBUSTIONE 3,200

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Il calcolo della sezione di passaggio A*, è un calcolo approssimato che considera una velocità media dei fumi a 1100°C pari a 4,5 m/sec. La sezione A* si determina dal rapporto fra la portata volumetrica (m3/sec) dei fumi normalizzata a 1100°C, e la velocità media dei fumi a 1100°C. I calcoli effettuati su foglio di calcolo vengono riportati di seguito:

V(1100°C) velocità fumi a 1100°C 4,500

A * 21,229

La sezione A* necessita per la sua determinazione della portata fumi, quindi bisogna calcolare la composizione dei fumi prima di poter valutare in modo corretto tale sezione di passaggio. Ovviamente per la determinazione del risultato di A* riportato si erano già calcolati tutti i dati necessari.

COMPOSIZIONE FUMI

La composizione dei fumi può essere determinata prendendo in esame tutte le reazioni di combustione che avvengono in CC e gli eccessi d’aria utilizzati per avere la garanzia di una buona combustione.

Dalle reazioni di combustione si determinano i prodotti della combustione che andranno a sommarsi nella composizione dei fumi.

Nella valutazione dell’aria di combustione, si prende in considerazione un eccesso d’aria pari a 1,55:1,65; dai calcoli della temperatura di combustione si è scelto un eccesso d’aria pari ad 1,6 in quanto ottimizza la temperatura di combustione (la avvicina il più possibile a 1200°C che corrisponde alla temperatura di fusione delle ceneri) ed il contenuto in volume di ossigeno nei fumi (che per garanzia di buona combustione deve essere superiore al 6%).

Da quanto detto si possono riportare di seguito i risultati della composizione dei fumi e dell’aria reale di combustione:

OSSIGENO TEORICO PER LA COMBUSTIONE

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C H2 S

kg O2 2,664 7,937 0,998

OSSIGENO TEORICO(kg)/kgRSU 0,829

ARIA TEORICA DI COMBUSTIONE(kg)/kgRSU 3,580ARIA REALE DI COMBUSTIONE(kg)/kgRSU 5,728

In questa tabella sono presenti i seguenti calcoli:

a) Kg di ossigeno necessari per la reazione di combustione di C, H2, S;

b) Ossigeno teorico di combustione in base alla composizione elementare di 1 kg di RSU;

c) Aria di combustione teorica, aria di combustione reale;

L’aria reale di combustione è stata determinata con un eccesso d’aria pari ad 1,6 che consente di ottimizzare temperatura di combustione e il di ossigeno nei fumi.

COMPOSIZIONE DEI FUMI % IN PESOCO2 H2O N2 O2 SO2 HCL

0,990 0,676 4,403 0,498 0,002 0,004DENSITA' kg/Nm3 1,964 0,804 1,250 1,428 2,859 1,627

PERCENTUALE 15,062 10,282 66,976 7,581 0,034 0,064

TOT. Kgfumi/kgRSU

6,573

COMPOSIZIONE DEI FUMI % IN VOLUMECO2 H2O N2 O2 SO2 HCL

0,504 0,841 3,523 0,349 0,001 0,003

0,097 0,161 0,675 0,067 0,000 0,0009,659 16,108 67,482 6,687 0,015 0,049

TOT. Nm3fumi/kgRSU

10

5,220

Dalle ultime tabelle riportate si possono osservare la quantità complessive di fumi nonché la loro composizione che ogni kg di RSU produce.

È stato necessario determinare anche il totale di fumi umidi e secchi in funzione della potenzialità dell’impianto; si riportano di seguito i risultati:

kg/h Nm3/hTOT. FUMI UMIDI 86113,614 68382,046TOT. FUMI SECCHI 77259,268 57367,193

La composizione dei fumi può essere osservata anche per mezzo del seguente grafico:

10.000

0.500

1.000

1.500

2.000

2.500

3.000

3.500

4.000

4.500

Composizione dei fumi

CO2H2ON2O2SO2HCL

kg d

i com

post

o

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CALCOLO DELLA TEMPERATURA DI COMBUSTIONE

La procedura utilizzata per il calcolo della temperatura di combustione, è una procedura iterativa basata sull’utilizzo di una equazione di bilancio energetico sulla griglia ossia sul bruciatore. L’equazione di bilancio energetico utilizzata è al seguente:

PCI RSUMRSU+AriarealeCpariaT aria=P fumiCpfumiT fumi+0,15∗C∗8100+Cp scorieCeneriT ceneri

Da questo bilancio si determina la temperatura di combustione che coincide con la temperatura dei fumi. Quindi si ipotizza come prima iterazione un certo valore della temperatura dei fumi e si verifica l’uguaglianza esplicitata per mezzo della relazione appena vista; qualora l’equazione non dovesse essere verificata si cambia tale temperatura fin quando il secondo membro dell’equazione eguaglia il primo. Tale procedura, è stata implementata in un foglio di calcolo ottenendo i seguenti risultati, dopo un’attenta ottimizzazione:

POTENZIALITA' IMPIANTO (t/h) 13,100TEMPERATURA PRERISCALDO ARIA (°C) 60,000

TEMPERATURA DEI FUMI 1132,920CpARIA (KJ/kg°C) 1,008Cpfumi (KJ/kg°C) 1,373

CpSCORIE (KJ/kg°C) 1,005

ERSU (KJ/h) 131819652,948

EARIA 4538899,941

EFUMI 133926363,501

ESCORIE 2432861,403

Il calcolo della temperatura di combustione è tuttavia un calcolo approssimato, in quanto non tiene conto delle perdite per irraggiamento stimabili con l’1,5% dell’energia proveniente dall’RSU.

OTTIMIZZAZIONE DELL’ECCESSO D’ARIA E DEL PRERISCALDO DELL’ARIA COMBURENTE

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I parametri che possono essere variati per la scelta ottimale della temperatura di combustione, sono l’eccesso d’aria e la temperatura di preriscaldo dell’aria comburente. Tali parametri possono essere variati in modo da massimizzare la temperatura di combustione fino ad un limite max di 1200°C corrispondente alla temperatura di fusione delle ceneri, e mantenendo un limite minimo pari al 6% in volume di ossigeno nei fumi, che è garanzia di buona combustione. Da numerose prove si evince che la condizione ottimale si raggiunge per un livello di eccesso dell’aria pari ad 1,6 ed una temperatura di preriscaldo dell’aria pari a 60°C. In linea del tutto generale comunque ci si accontenta di mantenere una temperatura di combustione compresa fra 950:1150°C in modo da garantire la demolizione delle diossine e non rischiare la condizione di fusione delle ceneri, a patto che vengano rispettati i vincoli di ottimizzazione.

La flessibilità nell’utilizzo di ciascun gruppo, si evince dal diagramma di combustione. L’area compresa all’interno delle curve che appaiono in questo grafico, fornisce i diversi punti di funzionamento dell’impianto in termini di potenzialità termica e portata oraria di RSU.

6.0 7.0 8.0 9.0 10.0 11.0 12.0 13.0 14.0 15.0 16.010.0

15.0

20.0

25.0

30.0

35.0

40.0

45.0

Diagramma di combustione

[t/h]

Pth [

MW

th]

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RENDIMENTO DELLA CALDAIA E PRODUZIONE DI VAPORE

Il rendimento del boiler, viene valutato, come per la valutazione della temperatura di combustione, anche in questo caso da una equazione di bilancio energetico:

ERSU+E ARIACOMBURENTE=EUTILE+EFUMI ,OUT+ESCORIE+E IRRAGGIAMENTO

Trascurando anche in questo caso il contributo energetico perso per irraggiamento, l’unica differenza con l’equazione di bilancio termico utilizzata nel calcolo della temperatura di combustione è l’energia persa nei fumi, in quanto non si parla più di temperatura di combustione, ma di temperatura di uscita dal boiler ossia 170°C. In questa equazione inoltre è presente un parametro in più rispetto all’altra equazione di bilancio, rappresentato dall’effetto utile ossia l’energia contenuta dal vapore a seguito dello scambio termico. Quest’ultima componente energetica è valutabile come la differenza di entalpia che il vapore possiede a 440°C e 60 bar, e l’entalpia dell’acqua alimento a 140°C. Si riportano di seguito tutti i valori:

ERSU 131819652,948

EARIA 4538899,941EFUMI A 170°C 15152399,351

ESCORIE 2432861,403

hvap-SH(kJ/kg) 3279,000

hH2O-alimento in caldaia(kJ/kg) 592,800

Il rendimento del boiler è definito come il rapporto fra l’energia utile ottenuta e l’energia totale in ingresso allo stesso boiler. Si può intendere come energia in ingresso al boiler il solo contenuto energetico del combustibile (RSU) o la somma fra il contenuto energetico dell’RSU e quello dell’aria comburente a 60°C.

η=EUTILE

ERSU

;OPPUREη=EUTILE

ERSU+EARIA

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L’energia utile può essere ricavata direttamente dal bilancio energetico visto per cui si possono introdurre qui di seguito i risultati ottenuti:

η (RIFERITO AD Ersu) % 86,660

η (RIFERITO AD Ersu+Earia) % 87,104

La produzione complessiva di vapore in ciascun boiler tiene conto del rendimento riferito al solo RSU trovato e della potenzialità del sistema in termini di tonnellate di RSU smaltite. Si riporta di seguito il risultato ottenuto:

Qvapore(tonnellate/ora) 42,526

PROGETTAZIONE DELLA CAMERA DI POST-COMBUSTIONE E RADIANTE NON REFRATTARIATA

La progettazione di questa parte del generatore di vapore necessita la conoscenza della temperatura di ingresso dei fumi in camera di post-combustione. Bisogna quindi effettuare delle ulteriori considerazioni sulla camera di combustione; si considera di fatti che la temperatura di uscita dalla CC coincide con la temperatura di ingresso PC.

Per effettuare il calcolo di questa temperatura, si necessita della superficie di scambio termico in CC pari alle due superfici laterali longitudinali più la superficie superiore della CC meno la A*; si necessita inoltre di un coefficiente di scambio termico acqua-fumi ipotizzato pari a 25W/m2°C, nonché di un rendimento di scambio imposto pari al 98,5% in considerazione delle perdite per irraggiamento, ed in definitiva di un Cp medio dei fumi valutato fra le temperature di combustione ed una temperatura di uscita CC pari a quella di combustione meno 50°C.

Dai dati così ottenuti, si calcolano i seguenti parametri:

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ψ=Tout−TsatTin−Tsat

γ= HSη∗Mf∗cp ,medio

dove Mf rappresenta la portata dei fumi in kg/sec. Esprimendo la ψ in funzione di γ, tramite la seguente formula:

ψ=e−γ

ed uguagliando i due termini di ψ si può facilmente ricavare la temperatura di ingresso PC. Si riportano i risultati ricavati da fogli di calcolo appositamente creati:

SUPERFICIE DI SCAMBIO CC (proiettata) (m2) 88,982

Cpfumi (Tcombustione) 1,373

Cpfumi (Tpost combustione ipotizzata) 1,360

Cpmedio 1,367γ 0,069Ψ 0,933

T2 (°C) 1075,683

Tali risultati sono ottenuti a partire dai seguenti dati:

Tcombustione 1132,920

Tvaporizzazione (60bar) 275,500

T post-combustione ipotizzata per Cp medio 1082,920

Per la determinazione delle dimensioni della camera di PC, bisogna imporre una temperatura di uscita da tale zona; questo parametro viene imposto dal progettista in funzione della normativa vigente su tali impianti, ossia che i fumi devono rimanere in tutti i punti della camera di PC almeno a 850°C e per almeno 2 secondi; per rispettare tali condizioni si impone una temperatura di uscita dalla camera di combustione pari a 923°C. Dalla temperatura di uscita dalla CC fino ai 923°C, si valuta una temperatura media per

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la quale può essere determinata una velocità media dei fumi in corrispondenza di tale temperatura, tenendo conto che a 1100°C i fumi hanno una velocità media pari a 4,5 m/sec. Moltiplicando tale velocità ottenuta per il tempo di permanenza dei fumi in camera di PC si ottiene l’altezza di tale camera. Eseguendo gli stessi calcoli per l’ultima zona della radiante, e quindi per la radiante non refrattariata fra gli intervalli di temperatura di 923°C e 680°C si ottengono i seguenti risultati:

PORTATA EFFETTIVA FUMI IN CC (m3/sec) 95,831T uscita radiante (°C) 680,512

T uscita PC (°C) 923,000TEMPO PERMANENZA RADIANTE (sec) 6,513

TEMPO PERMANENZA PC (sec) 2,000

T2 (°C) 1075,683TEMPO PERMANENZA CC τ (sec) 1,519

SUPERFICIE DI SCAMBIO CC (effettiva) (m2) 139,772T media PC 999,342

LUNGHEZZA LONGITUDINALE PC 4,718VELOCITA' MEDIA RADIANTE 3,773ALTEZZA CANALE RADIANTE 24,572

VELOCITA' MEDIA FUMI IN PC 4,170ALTEZZA CAMERA PC 8,340

Oltre ai risultati ottenuti si è determinato il seguente grafico:

17

0.00

1.00

2.00

3.00

4.00

5.00

6.00

7.00

8.00

9.00

Tempi di permanenza fumi

Tempo permanenza CCTempo permanenza PCTempo permanenza radiante non refrattariataTempo permanenza CC+radiante

Il tempo di permanenza dei fumi in CC è stato calcolato dal rapporto fra volume di CC e la portata effettiva dei fumi alla temperatura media in CC; valori accettabili di tale parametro sono compresi fra 1 e 2 sec.

Tutti gli altri risultati ottenuti, sono stati determinati senza considerare alcun coefficiente di scambio termico per cui è buona norma verificare i risultati ottenuti calcolando sia per la zona di PC che per la zona della radiante non refrattariata, una trasmittanza globale, in modo da verificare se le superfici di scambio sono sufficienti per uscire alle temperature di progetto inizialmente imposte.

La trasmittanza che si intende determinare ha la seguente relazione:

H= 11

hirr−fumi+hconv− fumi

+ f +1

( ks )refrattario

+1

( ks )tubo+

1hacqua

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Per il coefficiente di scambio lato acqua si considera 10000W/m2°C. Il parametro “f” rappresenta il fouling, ossia lo sporcamento della caldaia che con buona approssimazione può essere ritenuto costante e pari a 0,011 m2°C/W. Lo spessore del refrattario è di 0,055 metri, mentre il “K” è pari a 15. I tubi hanno k=45 e spessore pari a 5,6 mm; per cui si hanno tutti i dati per la determinazione dell’H, tranne che per i due coefficienti iniziali.

Il coefficiente legato alla convezione dei fumi, può essere valutato con la seguente relazione:

hconv−fumi=k gG0,8

Deq0,2

Dove

Kg=2.96+0.0169∗U∗+(2.449+0.0119∗U )∗(Tmedia /1000)−(0.866−0.0172∗U)∗(Tmedia /1000)2

Mentre l’effetto dell’irraggiamento nella radiante (che rappresenta la modalità di scambio termico preponderante in questa zona) è dovuto principalmente al potere di irraggiare calore alle pareti da parte dell’anidride carbonica e del vapore presente nei fumi. L’hirr si valuta pertanto con la seguente relazione:

hirr=qCO2+qH 2O

Tf−Tp

Le due “q” possono essere valutate per mezzo delle relazioni di Shack se i limiti di validità, dettati dal prodotto fra lo spessore dello strato irraggiante e della pressione parziale del vapore e dell’anidride carbonica, sono rispettati.

Per il caso considerato si può applicare la formula di Shack solo per la CO2 mentre per il vapore bisogna sfruttare i diagrammi di Hottel per valutare la qH2O alla temperatura media dei fumi del tratto considerato e per 0k (in termini di temperatura media della parete) e per un grado di nero unitario. Per determinare quindi la qH2O per le condizioni operative presenti si sfrutta un parametro correttivo di Shack. Si riportano di seguito le formule utilizzate ed i risultati ottenuti.

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s= 1,8

(1D

+1¿ +

1C

)

qC 02=10.349N ( pC0 2∗s)(0.4)∗(((Tmedia fumi+273) /100)3.2−((Tmedia parete+273)/100)3.2∗((Tmedia fumi+273)/(Tmedia parete+273))0.65)

q H 2 0=q H 2 0Hottel∗(1−(Tmedia fumi+273)/(Tmedia parete+273)γ)∗N

Nella relazione della qH2O, è necessario conoscere (calcolare) la temperatura media di parete. Tale temperatura si determina per mezzo della seguente relazione:

T p=T SAT+ϕH ¿

L’H* è la trasmittanza fra parete e acqua; questa può essere facilmente calcolata in quanto non necessita della conoscenza di tutto ciò che riguarda il lato fumi. Il valore del flusso è valutabile con la relazione seguente:

ϕ=Δhfumi Pvolumetrica fumi

Sproiettata

Dai valori ottenuti dal calcolo di tutti questi parametri, si effettuano i seguenti passi iterativi:

ψ=Tout−TsatTin−Tsat

= 923−275,51075,68−275,5

γ= HSη∗Mf∗cp ,medio

quindi esprimendo ancora una volta ψ in funzione di γ, ed uguagliando le due espressioni di ψ si può determinare facilmente la temperatura di uscita da ogni tratto di radiante. Dai calcoli effettuati si è sfruttata un’unica iterazione, da ciò si evince

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che le superfici di scambio calcolate col metodo visto prima sono corrette. Si riportano di seguito i risultati:

hc acqua (W/m2 °C) 10000,000

fouling (m2 °C/W) 0,011 PER LA ZONA NON REFRATTARIATAN (grado di nero) 0,750 0,900

PCO2 (atm) 0,097

PH2O (atm) 0,161

T media fumi(post combustione refrattariata) 999,342

SUPERFICIE PC (proiettata) refrattariata 153,753 241,515

Cpfumi (Tpost combustione ingresso) 1,359

Cpfumi (Tpost combustione uscita) 1,321

SPESSORE TUBI RADIANTE (m) 0,006

SPESSORE REFRATTARIO (m) 0,055

K TUBI RADIANTE (W/m2 °C) 45,000

K REFRATTARIO (W/m2 °C) 15,000

PCO2*s 0,314 0,351

PH2O *s 0,523 0,585

qH2O (HOTTEL) (kcal/m2h) 44000,000 26000,000

qCO2 (HOTTEL) (kcal/m2h) T media (per calcolo Kg) 918,305 700,999

Kg 4,914 4,598G (velocità massica) 1,127

Deq 4,606

Cpfumi (Tpost combustione uscita) 1,321

Cpfumi (Tradiante non refrattariata uscita) 1,260SUPERFICIE PC (proiettata) NON refrattariata 299,232 470,032

T media fumi(post combustione non refrattariata) 801,756

RADIANTE REFRATTARIATA RADIANTE NON REFRATTARIATAs (spessore strato irraggiante) 3,249 3,630

T media parete (°C) 837,268 600,241SALTO ENTALPICO FUMI IN PC 242,485 361,919

φ (W/m2) (per trovare la temperatura media parete)

37725,042 28931,615

H* (W/m2 °C) 67,154 89,091

qH2O 14272,089 13926,289

qCO2 4908,811 6792,673

γ 3,424 3,466

hirr (W/m2 °C) 118,347 102,816

hc fumi (W/m2 °C) 3,983 3,727

H tot (superficie proiettata) 43,354 48,519

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Htot (effettivo) 27,600 30,888

Cpmedio 1339,647 1290,146

Si riportano qui di seguito i calcoli iterativi relativi alla prima iterazione.

ψ 0,809γ 0,211

ψ 0,810T2 923,348

T2 (USCITA POST-COMBUSTIONE REFRATTARIATA) 923,000

ψ 0,626γ 0,470

ψ 0,625T2 680,006

T2 (USCITA RADIANTE) 680,512

COVETTIVA

La radiante trasferiva calore al fluido soprattutto per irraggiamento, nel canale orizzontale della convettiva invece la modalità di scambio termico preponderante è la convezione. Siccome la velocità dei fumi è strettamente proporzionale alla temperatura di esercizio dei fumi, si nota che nella convettiva le temperature in gioco sono molto più basse rispetto alla radiante, per cui per aumentare lo scambio per convezione, si necessita una riduzione della sezione di passaggio e quindi un aumento della velocità dei fumi.

E’ noto che i fumi entrano nella convettiva ad una temperatura di 680°C e che escono da essa ad una temperatura non inferiore ai 170°C dato i rischi di condensa acida sui tubi. Gli scambiatori di calore che i fumi incontrano in ordine prima di arrivare all’uscita della caldaia sono:

22

SH1V1 SH2 V2 ECO680°C 170°C630°C

a) Vaporizzatore 1. Si impone che la temperatura dei fumi all’uscita di tale scambiatore sia di 630°C;

b) Surriscaldatore 2 ed 1. Il corpo surriscaldatore è diviso in un primo tratto equicorrente (SH2) ed in un secondo tratto controcorrente (SH1). Questo serve per evitare che si raggiungono temperature troppo elevate sulla superficie esterna del tubo, con il rischio di attacchi da parte di sostanze corrosive. Si impone che la temperatura dei fumi all’uscita di SH2 sia di 520°C, mentre quella del vapore è 440°C;

c) Vaporizzatore 2;d) Economizzatore;

Quanto detto fin’ora può essere meglio rappresentato dalla seguente immagine:

Nella convettiva bisogna progettare le superfici di scambio termico, in termini di numero di ranghi. Il fatto di dover determinare solo il numero di ranghi per ogni elemento della convettiva, è legato al fatto che le dimensioni dei tubi presenti nel fascio tubiero sono già date e sono differenti per ogni singolo elemento.

L’andamento delle temperature fra i diversi banchi, in relazione anche alle temperature dei fumi nella convettiva, può essere meglio rappresentata dal seguente grafico:

23

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 1000

200

400

600

800

1000

1200Profili di temperatura

TfumiRadianteV1SH2SH1V2ECO

[%] Calore

Tem

pera

tura

[°C]

CONVETTIVA V1,V2

Si è detto in precedenza che la convettiva necessita di sezioni di passaggio più strette per aumentare lo scambio termico per convezione tra fumi e vapore/acqua, quindi il primo calcolo da fare in questa sede è la determinazione delle dimensioni esterne della convettiva.

Si assume per ipotesi di calcolo che la velocità dei fumi in ingresso sia pari a 4 m/sec; quindi si calcola la portata effettiva dei fumi in corrispondenza della temperatura di uscita dei fumi dalla radiante ossia 680°C. La sezione di passaggio della convettiva che corrisponde alle dimensioni esterne della stessa sono pari al rapporto dei due parametri appena determinati o imposti. La sezione determinata, va divisa per un’altezza imposta pari a 4,5 metri, da tale operazione si può valutare l’altra dimensione della sezione della convettiva. Per ogni tipologia di banco che da qui in poi si andrà a progettare, si conoscono le temperature di lavoro, e le dimensioni dei tubi nei ranghi, nonché i rapporti fra passo longitudinale e trasversale e il diametro esterno. L’unica incognita per ciascun banco sarà dunque il numero di ranghi da utilizzare per realizzare un corretto scambio termico. Il calcolo del numero di banchi è iterativo e si

24

raggiunge la convergenza nel momento in cui si raggiungono con una certa superficie le temperature di uscita di progetto dell’elemento della convettiva considerato.

Conoscendo il flusso termico che attraversa il tubo, fornito dal rapporto fra il salto entalpico dei fumi per la portata dei fumi per un rendimento di scambio diviso la superficie esterna dei tubi, può essere determinata la temperatura media della parete per mezzo della seguente formula:

T p=T SAT+ϕ∗H¿

L’H* che si vede nella formula è una trasmittanza vapore parete, che si valuta nel modo seguente:

H ¿= 1

1hebollizione

De

D i

+ 1sKDM

D e

+f

Una volta nota la temperatura media della parete si può determinare la temperatura media di strato limite data dalla media fra la temperatura media dei fumi e la temperatura media della parete (la temperatura media dei fumi è una determinata tramite media logaritmica).

Il coefficiente di scambio termico convettivo lato fumi, viene determinato sempre con la relazione di Dittus-Boeltern ma vengono cambiati i coefficienti per tenere conto delle diverse condizioni operative:

hconv−fumi= fa∗fd∗k g¿ G

0,61

De0,39

in questa relazione cambia anche il denominatore che non è più un diametro equivalente, ma è il diametro esterno dei tubi; G è anche in questo caso il rapporto fra la portata massica dei fumi e la sezione di passaggio dei fumi fra i tubi. Anche il Kg ha una relazione differente rispetto alla zona della radiante. I valori dei coefficienti “fa” ed “fd”, tengono conto rispettivamente della disposizione quindi dai rapporti fra passo trasversale e longitudinale e diametro esterno, e del numero di Reynolds.

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Per il calcolo del coefficiente di scambio termico radiativo necessario per la determinazione della trasmittanza globale, si usano le formule di Schack, dove lo spessore dello strato irraggiante si legge da apposite tabelle in funzione del rapporto passo trasversale o passo longitudinale e diametro esterno del tubo (reticolo quadrato). La relazione che consente il calcolo di tale coefficiente è sempre la seguente:

hirr=qCO2+qH 2O

Tf−Tp

Effettuando dei calcoli iterativi del tutto simili a quelli visti per la verifica delle altezze della radiante, si ottengono le superfici di scambio per il vaporizzatore V1.

N grado di nero 0,900T INGRESSO CONVETTIVA 680,512

T USCITA CONVETTIVA 180,000PORTATA EFFETTIVA 66,344

VELOCITA' PROGETTO 4,000SEZIONE CONVETTIVA 16,586

ALTEZZA CANALE CONVETTIVA 4,500LARGHEZZA CANALE CONVETTIVA 3,686

T USCITA V1 630,000DeV1 (mm) 51,000

s (SPESSORE DEI TUBI mm) 5,000Pt/De 4,000Pl/De 4,000

Cp fumi a 680°C 1,260Cp fumi a 630°C 1,247

fouling 0,011

h ebollizione 10000,000

K tubi 45,000Dmedio (mm) 46,000

Dinterno 41,000kg 7,904G 1,886fa 1,000fd 0,990

s/De calcolato da una tabellina sulle fotocopie 12,000PH2O *s 0,099

26

PCO2*s 0,059

qH2O HOTTEL

qCO2 HOTTEL

Tutti i valori presenti in questa tabella sono i dati da cui si parte per determinare le superfici di scambio. Si può notare che la qH2O e la qCO2 di Hottel presenti nella tabella sono vuote ciò significa che per questa applicazione vengono rispettati in entrambi i casi (e non solo per la qCO2 come succedeva in radiante), i limiti di validità delle formule di Shack.

Tmfumi v1 654,931Pt 0,204

n° TUBI PER FILA (n1) 17,000n° RANGHI IPOTIZZATI (n2) 9,000

SUP. TOT DI SCAMBIO (m2) effettiva 110,312SEZIONE PASSAGGIO FUMI 12,685

VELOCITA' FUMI BANCHI V1 5,090SALTO ENTALPICO FUMI 71,723

φ (kW) deve essere riportato in W) 15,319H* (per il calcolo T media parete) 88,908

T media parete 447,805T media strato limite 551,368

h conv 36,778s (strati irraggiante) 0,612

qH2O 3232,829

qCO2 1780,075γ 2,953

h irr 24,202H 36,219

T uscita V1 629,971

La convergenza è stata raggiunta per un numero di ranghi pari a 9 che consente di uscire dal primo banco della convettiva con una temperatura pari a quella di progetto. Visto che nel caso di vaporizzatore V2 si lavora sempre in condizioni di ebollizione nucleata, si possono riportare le condizioni di partenza ed i risultati ottenuti anche per questo banco.

N grado di nero 0,900

27

T INGRESSO V2 446,000SEZIONE CONVETTIVA 16,586

ALTEZZA CANALE CONVETTIVA 4,500LARGHEZZA CANALE CONVETTIVA 3,686

T USCITA V2 387,000DeV1 (mm) 48,300



fouling 0,011h ebollizione 10000,000


Dinterno 38,140kg 7,018G 2,326fa 1,000fd 1,000

s/De calcolato da una tabellina sulle fotocopie 7,000PH2O *s 0,054PCO2*s 0,033

qH2O HOTTEL qCO2 HOTTEL

Tmfumi v2 415,803Pt 0,121



VELOCITA' FUMI BANCHI V1 4,661SALTO ENTALPICO FUMI 76,675




qH2O 511,842

qCO2 338,598γ 2,839

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h irr 9,559H 31,142

T uscita V1 387,488

Si può vedere come nel secondo banco di vaporizzatore si ha bisogno di superfici di scambio molto più grandi, a causa del fatto che le temperature dei fumi in gioco sono molto più basse.

CONVETTIVA SH-EQUICORRENTE, SH-CONTROCORRENTE

I procedimenti iterativi visti per i banchi vaporizzanti V1, V2, possono essere applicati anche ai surriscaldatori, con la differenza che all’interno dei tubi è presente un’unica fase ossia vapore e che di conseguenza porta alla inevitabile valutazione del coefficiente di scambio termico convettivo interno (nei vaporizzatori era imposto a 10000 W/m2°C. Tale coefficiente si determina con la seguente relazione:

hconvettivo, vapore=K v

Gvap0,75

Di0,25

Il “Kv” è relativo al vapore e deve essere determinato con una relazione differente rispetto a quella dei fumi vista prima.

Un parametro importante nella progettazione di questo banco è la velocità del vapore nei tubi di fatti se tale velocità supera di molto i 20 m/sec devono essere previsti due file di ingresso del vapore e non un’unica fila, in modo da ridurre la velocità. Tale parametro viene determinato dividendo il volume specifico del vapore per la portata massica dello stesso nella sezione.

Anche l’iterazione per il corretto calcolo della superficie di scambio si differenzia rispetto al caso dei vaporizzatori; sostanzialmente il procedimento rimane identico ma cambiano alcune relazioni:

β=ηM fumiCpfumiM vapCpvap

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Il valore di ψ in questo caso assume un’espressione differente da quella dei vaporizzatori, e inoltre è funzione anche della tipologia di SH, ossia se è equicorrente o se è controcorrente.

ψequicorrente=e−(1+β )γ+ β

1+β

ψcontrocorrent e=1−β

e(1+β )γ−β

Il resto delle relazioni è praticamente identico alle equazioni presenti nei calcoli dei vaporizzatori. Quindi dai calcoli iterativi si possono verificare se le superfici si scambio (numero di banchi dell’SH) sono sufficienti a mantenere una temperatura di uscita imposta dal progettista.

I calcoli sono stati implementati in Excel, e si riportano di seguito i risultati.

N grado di nero 0,900T INGRESSO SH2-EQUICORRENTE 630,000

pressione in bar 60,000T media vapore 385,000T uscita vapore 440,000

SEZIONE CONVETTIVA 16,586ALTEZZA CANALE CONVETTIVA 4,500

LARGHEZZA CANALE CONVETTIVA 3,686T USCITA SH-EQUICORRENTE 520,000

DeSH-EQUICORRENTE (mm) 48,300s (SPESSORE DEI TUBI mm) 5,080

Pt/De 3,000Pl/De 3,000


fouling 0,011

K tubi 45,000

Dmedio (mm) 43,220Dinterno 38,140

30

kg 7,814G 2,104fa 1,000fd 1,000

s/De (calcolato da una tabellina sulle fotocopie) 9,000PH2O *s 0,070

PCO2*s 0,042

qH2O HOTTEL

qCO2 HOTTEL T in vapore 330,000

T out vapore 440,000Sezione tubi vapore in m^2 0,027

T media vapore 385,000kv 6,059

G (portata vapore in kg/m^2sec) 430,818volume specifico vapore (dalle tabelle del vapore) 0,051

velocità vapore uscita SH 21,972

Tmfumi SH 573,242Pt 0,145



VELOCITA' FUMI BANCHI SH 5,179SALTO ENTALPICO FUMI 151,775



h conv fumi 40,102s (strato irraggiante) 0,435

qH2O 899,508

qCO2 560,897γ (per il calcolo delle q shack) 2,885

h irr 17,680H 34,258

h conv. vapore 1296,505

31

Le tabelle riportate si riferiscono ai risultati dell’SH-equicorrente.

N grado di nero 0,900T INGRESSO SH2-CONTROCORRENTE 520,000

pressione in bar 60,000T media vapore 302,750T uscita vapore 330,000

SEZIONE CONVETTIVA 16,586ALTEZZA CANALE CONVETTIVA 4,500

LARGHEZZA CANALE CONVETTIVA 3,686T USCITA SH-CONTROCORRENTE 446,000

DeSH-EQUICORRENTE (mm) 42,200s (SPESSORE DEI TUBI mm) 4,850

Pt/De 2,800Pl/De 2,800


fouling 0,011

K tubi 45,000

Dmedio (mm) 37,350Dinterno 32,500

kg 7,318G 2,197fa 1,000fd 1,000

s/De (calcolato da una tabellina sulle fotocopie) 8,000PH2O *s 0,054

PCO2*s 0,033

qH2O HOTTEL

qCO2 HOTTEL T in vapore 275,500

T out vapore 330,000Sezione tubi vapore in m^2 0,025

T media vapore 302,750kv 5,415

G (portata vapore in kg/m^2sec) 474,655volume specidico vapore (dalle tabelle del vapore) 0,037

velocità vapore uscita SH 17,562

Tmfumi SH 482,054

32

Pt 0,118n° TUBI PER FILA (n1) 30,000

n° RANGHI IPOTIZZATI (n2) 21,000SUP. TOT DI SCAMBIO (m2) effettiva 375,851

SEZIONE PASSAGGIO FUMI 10,889VELOCITA' FUMI BANCHI SH 4,825

SALTO ENTALPICO FUMI 98,670φ (kW) deve essere riportato in W) 6,186H* (per il calcolo T media parete) 82,488


h conv fumi 40,645s (strato irraggiante) 0,338

qH2O 703,491

qCO2 482,032γ (per il calcolo delle q shack) 2,839

h irr 11,365H 32,148

h conv. vapore 1296,825

Queste ultime due tabelle si riferiscono invece alla progettazione del numero di banchi dell’SH-controcorrente.

CONVETTIVA-ECONOMIZZATORE

Anche nell’economizzatore è presente nei tubi un fluido in un’unica fase, che in questo caso è una fase liquida. Le modalità di progettazione della superficie di scambio sono esattamente identiche a quelle viste per il surriscaldatore controcorrente rispetto al quale si differenzia per il valore del coefficiente di scambio termico interno ai tubi che ora è quello relativo all’acqua e non al vapore.

hconvettivo, acqua=Kacqua

Gacqua0,8

Di0,2

33

Cambia inoltre il “Kacqua” che prima era “Kv”. Nelle equazioni utilizzate per l’iterazione deve essere modificata anche la relazione del parametro adimensionale β, perché al denominatore ci sono dei dati che si riferiscono non più al vapore ma all’acqua che circola nei tubi. Dopo aver elencato tutti gli aspetti che differenziano la progettazione del banco ECO, rispetto al banco SH-controcorrente, si possono riportare i risultati dei calcoli.

34

35

N grado di nero 0,900T INGRESSO ECO 387,000

T USCITA ECO 170,000De ECO (mm) 38,000



fouling 0,011h ebollizione 10000,000


Dinterno 30,000kg 6,353G 2,332

fa 1,000fd 1,000

s/De calcolato da una tabellina sulle fotocopie 7,000PH2O *s 0,043PCO2*s 0,026

qH2O HOTTEL qCO2 HOTTEL

T acqua alimento 140,000T uacqua uscita ECO 255,500

G acqua 451,671

sezione interna tubo*numero di tubi per fila 0,026

volume specifico dell'acqua 0,001

velocità dell'acqua 0,519T medio acqua 197,750

k acqua 18,410

Si può ora riportare un grafico con tutte le superfici di scambio termico dei singoli banchi.

0.000

200.000

400.000

600.000

800.000

1000.000

1200.000

1400.000

1600.000

1800.000

2000.000

Superfici di scambio

V1SH-EQUICORRENTESH-CONTROCORRENTEV2ECORADIANTE

Supe

rficie

[m^2

]

36

Tmfumi v1 263,789Pt 0,095



VELOCITA' FUMI BANCHI ECO 3,641SALTO ENTALPICO FUMI 266,603




qH2O 93,939

qCO2 62,396γ 2,799

h irr 5,314H 29,228

T uscita ECO 169,463h covettivo acqua 4937,238

SUPERFICIE TOTALE DI SCAMBIO (m2)

4942,467

CONSIDERAZIONI SULLA CONVETTIVA

La convettiva utilizzata nei due boiler è a sviluppo orizzontale. Come per la zona della CC, PC e radiante non refrattariata, anche nella convettiva si utilizza un modello geometrico che ha lo scopo di semplificare le procedure di calcolo dell’elemento.

Il modello geometrico utilizzato è anche in questo caso un parallelepipedo che ha per sezione di ingresso dei fumi la superficie calcolata nell’analisi di V1, ossia 16,58 m2 e come lunghezza una dimensione data dalla somma di tutte le lunghezze dei banchi di scambio termico che si sviluppano in essa.

La divisione del surriscaldatore in due banchi è dettata dal fatto che si vogliono evitare temperature di pareti troppo elevate che possono causare fenomeni di corrosione dovute alle sostanze corrosive presenti nel lato fumi. Per cui si preferisce penalizzare un po’ l’efficienza dello scambio utilizzando un primo SH in equicorrente assicurando una vita più lunga allo scambiatore e quindi all’intero sistema.

I banchi presenti nella convettiva sono contraddistinti ciascuno da un passo longitudinale e da un passo trasversale, tali valori sono scelti in modo da garantire una buona velocità di passaggio dei fumi ed incrementare (riducendo la sezione) lo scambio termico convettivo.

Ciascun banco lavora in un certo intervallo di temperature per cui si può determinare un grafico in cui è presente il calore scambiato da ciascun elemento in riferimento al calore totale scambiato nel boiler.

37

CONVETTIVA 16,58 m2

0

50

100V1

SH-EQUICORRENTE

SH-CONTRO-CORRENTE

V2

ECO

RADIANTE

Calore di scambio

Dal grafico sopra riportato si può vedere come la maggior parte del calore venga scambiato nella radiante.

Per una migliore interpretazione del grafico, si riporta di seguito una tabella riassuntiva.

CALORE DI SCAMBIO IN %V1 14,63

SH-EQUICORRENTE 8,34SH-CONTROCORRENTE 5,91

V2 4,36ECO 3,08

RADIANTE 63,68

CALCOLO DEL DEWPOINT

È un parametro molto importante da calcolare, in quanto la sua conoscenza da la possibilità di operare a temperature superiori alla temperatura di rugiada e quindi evitare il pericolo di condense acide. L’acidità dei fumi è legata alle elevate quantità di SO3 presente nei fumi, che reagendo con l’umidità forma H2SO4.

38

Per conoscere il dewpoint quindi si deve necessariamente conoscere la quantità di SO3 rispetto alla quantità di SO2.

L’equazione che consente tale calcolo è la seguente:

ppm¿volumeSO3=2 %∗[(kg¿¿SO 2/kgRSU) /(Nm3di fumiumidi /kgRSu)∗PM SO2/22,41]¿

Si riportano di seguito le tabelle i dati ed i risultati dell’utilizzo di questa formula.

SO2[kg/kgRSU] SO2[mg/Nm^3] fumi secchi[Nm^3/kgRSU] fumi umidi[Nm^3/kgRSU]0,00223664 428,4748058 4,38 5,22

PM/22,41

PM(SO2) ppm.vol(SO2) ppm.vol(SO3)

2,86 64 1223,67 24,47

Determinato il contenuto di SO3, entrando nel grafico opportuno, si ottiene una temperatura di rugiada pari a 150°C (dal grafico si trova la temperatura in °F). Tale temperatura è ben più alta di una qualsiasi centrale termoelettrica per cui c’è un potenziale pericolo di condense acide.

SISTEMI DI DEPURAZIONE FUMI

È noto che l’utilizzo di un qualsiasi combustibile produce a valle del sistema di generazione di energia, degli inquinanti che devono essere abbattuti con diversi sistemi e tecniche. L’obiettivo da raggiungere è comunque legato ai limiti di emissione imposti per legge, che possono essere riassunti nella seguente tabella.

produzione limitiPOLVERI (mg/Nm3) 3000,000 10,000

HCL 1000,000 10,000SO2 300,000 50,000HF 15,000 1,000

TCDEeq (ng/Nm3) capionamento ogno 8 ora 2,000 0,100METALLI PESANTI TOT. 100,000 0,500

Hg campionamento ogni ora 0,500 0,05039

NOx 175,000 200,000

I valori presenti nella colonna di produzione, rappresentano i valori di design che vanno ad inserirsi nel generico sistema di trattamento dei fumi.

DE-NOx

Gli NOx vengono stimati in modo approssimato, perché la loro determinazione è molto complessa. Gli ossidi di azoto hanno origine da diversi contributi difficili da calcolare per cui ci si affida ad un valore di design dettato dall’esperienza degli esperti nel settore. Tale valore di produzione assunto come design, è pari a 350 mg/Nm3 (produzione di NOx di baseline).

I sistemi di abbattimento degli NOx sono diversi ma quelli più comuni sono il SNCR (selected non cathalitic reactor) e l’SCR. Utilizzando il SNCR, il reagente utilizzato è l’urea CO(NH2)2. L’urea viene iniettata nella radiante fino ad un max di 3 iniezioni. La zona all’interno della quale viene iniettata è chiamata finestra termica ed è contraddistinta da livelli di temperatura compresi fra 850°C e 1050°C. L’urea si preferisce all’ammoniaca perché è più sicura ed inoltre può essere utilizzata insieme ad additivi capaci di allargare la finestra termica e quindi aumentare l’intervallo di temperature per le quali può agire. L’urea iniettata nella corrente dei fumi, da luogo a radicali liberi di NH2 che reagiscono con gli ossidi di azoto (NOx) formando azoto, acqua, e piccole quantità di ammoniaca. L’efficienza di una rimozione basata sul SNCR, è compreso fra il 50-70% in corrispondenza di eccessi di reagente compresi fra 1,2 e 1,8. Aumentare i dosaggi non migliora le condizioni, in quanto favorisce le fughe di ammoniaca. Si scelgono per tale sistema due livelli di iniezione. La maggior parte di NOx, presenti nei fumi sono sotto forma di NO (80-90%).

Le reazioni principali che avvengono nella radiante sono:

CO (N H 2 )+H 2O→2N H 3+C O2

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4 NH3+2NO2+O2→2N2+H 2O

4 NH3+4NO+O2→4N2+6H 2O

Per rientrare nei limiti di legge imposti per gli NOx, è sufficiente la minima efficienza di rimozione del sistema per gli intervalli di eccesso di reagente possibile. Per un SR pari a 1,2 si riescono ad abbattere il 50% degli NOx che consente di portare la produzione degli stessi nei fumi a 175 mg/Nm3 di fumi secchi. Tale livello è abbondantemente al di sotto del limite di 200 imposto per legge.

L’inconveniente nell’utilizzo di urea per l’abbattimento degli NOx, è legato alla produzione di SOx, HCl, che reagendo con l’ammoniaca generano sostanze incrostanti che riducono l’efficienza della caldaia. Per veicolare l’urea nella Zona di PC, è necessario utilizzare inoltre un certo quantitativo di aria, necessario per la nebulizzazione. Quindi a valle della PC si assiste ad un incremento del 5% della portata dei fumi proprio per la presenza del DeNOx.

I limiti di legge, sono riferiti alla portata di fumi secchi normalizzata all’11% O2. Per cui il primo passo da compiere è quello di normalizzare la portata dei fumi.

La legge esprime i limiti di NOx in termini di NO2, quindi deve essere normalizzato anche questo aspetto visto che nella reazione si considerano gli NOx.

Per normalizzare quanto detto si usa la seguente formula:

kgNO=kgNO2

PM NO

PM NO2

Il consumo stechiometrico di urea viene valutato tenendo presente la seguente reazione di bilancio.

CO (NH 2)2+2NO+0,5∗O2¿❑⇒

2 N2+2H 2O+CO2¿

Inoltre per determinare il consumo effettivo di urea anidra che rappresenta l’obiettivo di questa trattazione, risulta necessario anche tenere in considerazione dell’eccesso di urea indispensabile per garantire il completamento delle reazioni. È da tenere

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presente inoltre che l’urea si trova in commercio con un contenuto d’acqua pari al 45%.

Si possono introdurre i seguenti risultati:

PORTATA FUMI SECCHI NORMALIZZATE 11% O2 74746,595

Nox "BASELINE" (mg/Nm3) (riferita a fumi secchi 11% O2 350,000efficienza di abbattimento 0,500

Nox emessi mg/Nm3 (per norma devono essere <200) 175,000

Nox abbattuti mg/Nm3 175,000SR (FATTORE STECHEOMETRICO NORMALIZZATO) 1,200

PESO MOLECOLARE UREA 60,000PESO MOLECOLARE NO 30,000

PESO MOLECOLARE NO2 46,000PESO MOLECOLARE CO2 44,000PESO MOLECOLARE H2O 18,000

NOx prodotti kg/h 26,161Nox abbattuti kg/h 13,081

NO 17,062acqua di veicolazione urea (kg/kg urea in soluzione) 10,000

aria compressa di atomizzazione (kg/kg urea in soluzione) 2,000H2O PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/kg urea anidra teorica) 0,600N2 PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/kg urea anidra teorica) 0,933

CO2 PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/kg urea anidra teorica) 0,733CONSUMO DI O2 (kg/kg urea anidra teorica) 0,266

slip di NH3 mg/Nm3 10,000

Urea anidra teorica (kg/h)17,0617

2

Urea anidra effettiva (kg/h)20,4740

7

Urea in soluzione al 45 % (kg/h)45,4979

3

acqua nella soluzione di urea (kg/h)25,0238

6

acqua di veicolazione urea (kg/h)454,979

3

aria di atomizzazione (kg/h)90,9958

5

42

O2 nell'aria di atomizzazione21,1110

4

N2 nell'aria di atomizzazione69,8848

2

L’urea produce a causa della reazione con CO i seguenti prodotti, che devono essere considerati nei fumi aggiungendoli a quelli già presenti nei fumi dopo la combustione.

H2O PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/h)10,2370

3

N2 PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/h)15,9185

9

CO2 PRODOTTA DALLA REAZIONE (kg/h)12,5062

4

Si nota che per utilizzare l’urea si necessità di elevate portate di acqua di veicolazione.

Nei successivi sistemi di trattamento dei fumi, si considera l’incremento della portata dei fumi dovuta alle infiltrazioni in caldaia a causa del DeNOx.

SISTEMA A SEMISECCO CON LATTE DI CALCE

Lo schema d’impianto di riferimento è raprresentato nella figura seguente.

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Gli elementi principali del sistema, sono il reattore ossia SDA dove avviene la reazione tra i fumi e il latte di calce Ca(OH)2, e il filtro a maniche. L’ingresso dei fumi avviene dal basso verso l’alto in una sezione ciclonica che ha il compito di separare le particelle più grossolane; all’interno del reattore i fumi entrano in contatto con il latte di calce che viene finemente nebulizzate attraverso degli atomizzatori, mediante l’insufflaggio di aria compressa alla pressione di 6 bar. Uno dei parametri più importanti del sistema di trattamento fumi considerato, è il volume del reattore; questo deve essere progettato in funzione della portata dei fumi in ingresso allo stesso e deve essere opportunamente controllato che l’acqua contenuta nel latte di calce evapori completamente, perché altrimenti si potrebbero causare danni al filtro a maniche, causandone l’intasamento. Successivamente i gas entrano nel canale di Venturi nel quale viene iniettato Carbone attivo per eliminare le Diossine. In fine i gas passano attraverso il filtro a maniche, il quale oltre ad eliminare le polveri ed i prodotti solidi della neutralizzazione, opera da reattore a letto fisso per il completamento delle reazioni di neutralizzazione.L’efficienza di tali sistemi è funzione dell’eccesso stechiometrico, dell’umidità contenuta nei fumi,etc…C’è da puntualizzare che non è possibile scendere, come temperatura, sotto i 130 °C visto l’elevata igroscopicità della calce, che porterebbe all’intasatura del filtro a maniche.

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Le principali reazioni che avvengono in questo sistema di trattamento dei fumi sono le seguenti:

2HCl+Ca¿

2HF+Ca¿

SO2+Ca ¿

Considerando le principali reazioni che avvengono in questo sistema può essere determinata una legge che consente di determinare il consumo effettivo di calce nel reattore SDA:

Ca ¿

Dai seguenti input si può come prima cosa analizzare il consumo stechiometrico e reale di calce.

T in ongresso FGT 170,000peso molecolare Ca(OH)2 74,000

peso molecolare HCl 36,460peso molecolare SO2 64,000peso molecolare HF 20,000

peso molecolare CaCl2 110,900peso molecolare CaSO3 120,000peso molecolare CaF2 78,000S.R. PER SEMISECCO 1,800

CARBONE ATTIVO (mg/Nm3) calcolato sui fumi umidi 100,000ABBATTIMENTO POLVERI IN CALDAIA 1000,000

TEMPERATURA FUMI FILTRO A MANICHE 140,000TEMPERATURA FUMI IN INGRESSO 170,000

Cp medio fumi (kCal/Nm3°C) 0,330SALTO ENTALPICO ACQUA-VAPORE (KCal/kg) 639,000

K1 3875,600K2 1,140t1 100,000t2 20,000T1 170,000T2 140,000θ1 150,000

45

θ2 40,000LMTD 83,223

TEMPO DI PERMANENZA NELL'SDA secondi 25,076TEMPERATURA MEDIA REATTORE 155,000

ALTEZZA SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI FISSI CON FLUSSO DALL'ALTO VERSO IL BASSO 21,000ALTEZZA SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI ROTANTI (NIRO ATOMIZER) 12,000

ALTEZZA SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI FISSI CON FLUSSO DAL BASSO VERSO L'ALTO 14,000CEMENTO PORTLAND 0,150SOLUZIONE SILICATI 0,100

ACQUA 0,700

CONSUMO STECHIOMETRICO DI CALCE kg/ora 103,996CONSUMO EFFETTIVO DI CALCE kg/ora 207,992

Dall’utilizzo dei reagenti, si vengono a creare dei prodotti che vengono mandati al filtro a maniche:

CA Cl2 113,834Ca SO3 42,098Ca F2 2,189

CALCE NON REAGITA 103,996TCDEeq 0,00015

METALLI PESANTI TOT. 7,484POLVERI 224,524

TOTALE RESIDUI 494,126

In questi residui, non è stato considerato il contenuto di carbone attivo utilizzato nel dry-Venturi:

CARBONE ATTIVO INGRESSO FILTRO A MANICHE 7,242POLVERI ABBATTUTE IN CALDAIA 74,841

RESIDUI COMPLESSIVI kg/ora 576,209

Per il dimensionamento del reattore, si usa la seguente formula:

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170

135

20

100

T

τ=K1∗LMTD−K 2

Dove K1 e K2 sono delle costanti sperimentali, mentre LMTD è la differenza di temperatura media logaritmica tra i fumi ed il fluido evaporante (acqua).

LMTD=ϑ 1−ϑ2

ln ¿¿¿

Dal tempo di permanenza nell’SDA, si possono ottenere i seguenti risultati:

VOLUME REATTORE SDA 825,516DIAMETRO SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI FISSI CON FLUSSO DALL'ALTO VERSO IL BASSO 7,075

DIAMETRO SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI ROTANTI (NIRO ATOMIZER) 9,359DIAMETRO SDA AD UGELLI ATOMIZZATORI FISSI CON FLUSSO DAL BASSO VERSO L'ALTO 8,665

CARBONE ATTIVO INGRESSO FILTRO A MANICHE 7,242POLVERI ABBATTUTE IN CALDAIA 74,841

PORTATA DI ACQUA PER IL LATTE DI CALCE 1122,060 1395,848 74429,554ACQUA DAL DENOX 609,8613801

PORATA FUMI UMIDI ALL'SDA (inclusa l'aqua da denox) 73033,705 32,920VELOCITA' DI FILTRAZIONE (ASSUNTA) 0,800

PORTATA FUMI UMIDI FILTRO A MANICHE m3/minuto 1876,643SUPERFICIE TOTALE FILTRO A MANICHE 2345,803

DIAMETRO MANICHE mm 150,000ALTEZZA MANICHE m 4,000

SUPERFICIE DELLA MANICA 1,885NUMERO DI MANICHE 1244,487

Infine i residui di tutte queste reazioni, devono essere portati a discarica ma vista la pericolosità dei residui dovuta alla

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S

tossicità degli stessi, prima di essere portati a discarica, i residui devono essere inertizzati tramite l’utilizzo di cemento portland; per cui si possono determinare in definitiva i seguenti parametri.

CEMENTO PORTLAND 86,431SOLUZIONE SILICATI 57,621

ACQUA 403,347TOTALE RESIDUI INERTIZZATI 1123,608

TOTALE RESIDUI INERTIZZATI SOLIDIFICATI A DISCARICA 1063,106

Sistema a secco con bicarbonato

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Lo schema del sistema a bicarbonato è uguale a quello del latte di calce, solamente che al posto del SDA c’è un reattore nel quale i fumi con il bicarbonato NaHCO3 devono rimanere per 2 sec. Dopo i fumi passano per il Venturi ove viene immesso il carbone attivo, ed infine nel filtro a maniche ad una temperatura di 165°C.

Il bicarbonato appena entra in contatto con la corrente gassosa si trasforma in carbonato di sodio, liberando acqua ed anidride carbonica:

2∗NaHCO3=NaCO3+H 2O+CO3

Dalla reazione precedente il carbonato di sodio, con elevata porosità, reagisce e neutralizza i gas acidimediante le seguenti reazioni, che avvengono nel reattore :

Na2CO3+2∗HCl=2∗NaCl+H 2O+CO2

Na2CO3+SO2+0,5O2=Na2SO4+H 2O+CO2

Na2CO3+2∗HF=2∗Na2 F+H 2O+CO2

Inoltre,il carbonato di sodio, reagisce con gli NOx mediante la seguente reazione:

Na2CO3+2∗NO2+0,5O2=2∗Na2 3+CO2

Utilizzando le reazioni sopra scritte è possibile calcolare il consumo di bicarbonato per abbattere gli

inquinanti (HCl ,SO2 ,HF ,NO2)

1kg [HCl❑]necessita di 2,304 [kgdi bicarbonato ]=PMNa HCO3

PMHCl

;

1kg [ SO2 ]necessita di2,625 [kg dibicarbonato ]=2∗PM NaHCO3

PM SO2

1kg [HF❑] necessitadi 4,2 [kgdi bicarbonato ]=PM NaHCO3

PM HF

1kg [NO2 ]necessita di1,826∗ηeff [kgdi bicarbonato]=ηeff∗PM NaHCO3

PM NO2

Dove ηeff è l’efficienza di abbattimento degli NOx da parte del bicarbonato, assunto pari a 10%.

Trovate queste quantità stechiometriche e sommandole, si passa al calcolo del consumo effettivo mediante S.R. pari a 1,3:

NaHCO3=S .R∗Pv , fumi 11%O 2*{2,304∗[HCl ]+2,625∗[ SO2 ]+4,2∗[HF❑]+ηeff∗1,826∗[NO2]}La tabella sottostante riporta, in base ai limiti assunti in ingresso, il consumo stechiometrico e teorico di bicarbonato per ogni inquinante.

Inquinantiin ingresso [mg/Nm3]

Portata ingresso Consumo calce[kg/h]

polveri 3000 [kg/h]HCl 1000 221.96 170,46

SO2 300 73.99 58,268

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HF 15 22.20 4,663

Nox 175 1.11 5,437PCDD+PCDF [TCDDeq] [ng/Nm3] 2 12.95Hg 0,5 0.15Metalli pesanti 100 0.04Pf secchi[Nm3/h] 11% O2 73985,96 7.40NaHCO3 stechiometrico 233,383NaHCO3 effettiva 303,40

SR 1,3

Inoltre visto che tali reazioni creano dei residui ¿¿,Na2 SO4 ,NaF❑¿, vengono determinati tali quantità

all’uscita dal filtro a maniche:

1kg [ SO2 ] genera2,218 [kgdi Na2SO 4 ]=PM NaSO 4

PM SO2

;

1kg [HF❑] genera2,1 [kgdi NaF ]=PM NaF

PMHF

;

1kg [HCl❑] genera1,603 [kgdi NaCl ]=PM NaCl

PMHCl

Residui all’uscita dal filtro a maniche [kg/h] [kg/tRSU]Polveri 221,96 16,97NaCl 118,60 Na2SO4 49,23 NaF 2,33 NaCO3residuo= NaCO3effettivo- NaCO3stech 27,74 Metalli 7,40

TOTALE RESIDUI 427,26 32,66

Oltre a questi residui di produzione, si hanno :polveri e carbone attivo.

[mg/Nm3 fumi umidi] [kg/h]carbone attivo utilizzato 100 7,16

[mg/Nm3 fumi secchi 11%O2] [kg/h]polveri abbattute in caldaia 1000 73,99Totale Residui= Residui di produzione + Carbone attivo usato + polveri abbattute in caldaia

508,41

Dimensionamento del reattore di contattoTale dimensionamento consiste in una scelta da catalogo, infatti una volta nota la portata dei fumi ai fini del calcolo del volume del reattore, basta assumere un tempo di contatto.Visto che il bicarbonato ha un alta reattività è sufficiente un tempo di contatto τ=2 [s], pertanto il volume è

pari a: V=Peff allaT di reazione∗τ

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Portata dei fumi effettiva a 165 [m3/s] 32,289tempo di contatto [sec.] 2Volume [m3] 64,58

Inertizzazione dei residui

Poiché i residui sono di natura tossica, non è possibile scaricarli ad una discarica comune, ma ad una adibita a tali residui. Visto che in Italia non ci sono discariche del genere, il contenuto complessivo di residui viene inertizzato, potendo cosi, scaricarli nelle usuali discariche.Tale procedura consiste nella solidificazione dei materiali tossici in blocchi, mediante un composto di silicati, cemento ed acqua.

[kg_specie/kg_residui] [kg/h]cemento portland 0,15 76,26sol. Silicato Na2SiO4 0,1 50,84acqua 0,7 355,89Totale residui umidi inertizzati 938,01kg_Residui/t_RSU 71,71kg_residui_inertizz/kg_res 1,845

Rimozione del particolato

Il materiale particolato è costituito dalle ceneri trascinate dal flusso di gas di combustione. Nel particolato si ritrovano diverse componenti di metalli pesanti, essenzialmente nella forma di ossidi (CrO 2, CuO, CuO, ZnO, NiO, Ni2O4, CdO, PbO, PbO2, Pb2O4 , Pb2O3, HgO).Tuttavia, metalli quali Hg, Cd, Se, Zn ed alcuni loro ossidi con punto di ebollizione o sublimazione relativamente bassi possono ritrovarsi liberamente nei fumi, per poi ricondensare. Particolare attenzione è posta al mercurio (per l’alta volatilità e l’alta tossicità) che, se presente nel rifiuto, potrebbe ritrovarsi nei fumi soprattutto come vapore e in misura minima associato al particolato.I sistemi principalmente utilizzati negli impianti di incenerimento rifiuti per la captazione del particolato sono costituiti da:

Elettrofiltri Filtri a manica

Un certo utilizzo nel settore degli impianti di piccola-media potenzialità hanno anche i depolveratori a ciclone e i depolveratori idraulici. Questi ultimi sono i classici sistemi di lavaggio con acqua; il loro impiego principale è comunque per l’abbattimento dei gas acidi con assorbimento fisico o chimico, come in seguito descritto. Si analizza in maniera più dettagliata il secondo sistema, che è quello utilizzato nel caso in esame. Nei filtri a manica Figura 3, le polveri vengono separate dai fumi tramite un effetto di filtrazione vera e propria, ottenuta facendo passare la corrente gassosa attraverso maniche di tessuto dotato di maglie con adeguate luci di apertura. L'effetto filtrante è fornito, in un primo tempo, dalla maglia stessa; con il procedere dell'operazione, assume progressivamente importanza l’effetto aggiuntivo determinato dallo strato di polvere depositatosi sulle maniche. Quando tale strato ha raggiunto uno spessore tale da provocare perdite di carico ritenute eccessive sul percorso dei gas, si provvede alla pulizia delle maniche stesse, in genere mediante getti di aria compressa.I materiali utilizzati nei filtri a manica (teflon o materiali teflonati) non consentono valori di temperatura superiori all'intervallo compreso tra 150°C e 220°C circa.

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Figura 3: Filtro a maniche

Dimensionamento filtro a maniche

Il dimensionamento di tale filtro viene fatta attraverso una scelta da catalogo, tenendo conto che le velocità di filtrazione devono essere abbastanza moderate, circa un 1 [m/min]; inoltre si devono prendere in considerazione le dimensioni del modello adottato. Nella tabella 2, vengono riportati calcoli effettuati ai fini del dimensionamento delle manioche del filtro sia nel caso del sistema a semisecco che a secco.

D [m] 0,15H [m] 4Superficie [m2] 1,88

Tabella 2: Dimensioni del filtro a maniche

Nel caso di studio è stato considerata una velocità di filtrazione pari a 0,8 [m/min]; la portata dei fumi all’ O2% effettivo viene portata alla temperatura di ingresso di filtro (Tff=135 °C), note questi due valori è possibile calcolare la sua superficie di filtrazione:

Pf eff=Pf [ N m3

h ]∗[Tff +273273

]

Stot=Pf effV

Note le dimensione, scelte da catalogo, viene calcolata la superficie filtrante di ogni singola manica:

S=π∗D∗H=1,88m2

Infine viene determinato il numero effettivo delle maniche mediante la seguente espressione:

52

Nmaniche=S totS

Si riportano i valori numerici relativi al filtro a maniche nel caso di Sistema a latte di calce e di Sistema a bicarbonato:

Sistema a latte di calce

T filtro a maniche [°C] 135P fumi umidi al O2 effettivo [Nm3/h] 72712,8P fumi umidi al O2 effettivo [m3/min] 1811,2Velocità filtrazione [m/min] 0,8Superficie di filtrazione totale [m2] 2264,0Numero di maniche 1201,0

Sistema a bicarbonato

T filtro a maniche [°C] 165P fumi umidi al O2 effettivo [Nm3/h] 71633,70P fumi umidi al O2 effettivo [Nm3/h] 1915,47Velocità filtrazione [m/min] 0,8Superficie di filtrazione totale [m2] 2394,34Numero di maniche 1270

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Ciclo a vapore con RSU

Ciclo a vapore caso base

Si riporta un’immagine del ciclo e il corrispondente schema di impianto:

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h

Dalla figura si vede che vi sono tre livelli di pressione, per cui indicata con 1 la portata di vapore in ingresso turbina, si indicheranno con x, y e z le diverse portate spillate. Nel ciclo si nota:

1) Spillamento delle portata x+z a 4 bar dalla turbina per alimentare il degasatore ( portata x) e il preriscaldamento di aria comburente dei boilers (portata z);

2) Spillamento della portata y a 1.5 bar per preriscaldare l’acqua di alimento inviata al degasatore, attraverso i riscaldatori di bassa pressione BP;

3) Infine la rimanente portata 1-x-y-z verrà condensata a 0.12 bar.

Come primo dato si ricavano le condizioni entalpiche del vapore sapendo che Tmax,ciclo=440 °C a p=60 bar e che il rendimento di espansione isoentropico vale η=0.8 .Si riportano i punti del ciclo:

Numer

o pressione

[bar] entalpia[kJ/kg] temperatura[°C]entropia[kj/

k*kg] 9 acqua alimento caldaia 60 592.71 140 G 8 acqua uscita degasatore 4 589.13 140 A 1 vapore prodotto 60 3279.294229 440 6.689327B' 2' 4 2652.471257 6.689327

B 2 vapore spillato per degas. e

prerisc. aria 4 2777.835851 161.26 C' 3' 1.5 2488.270051 6.689327C 3 vapore ingresso RB 1.5 2646.474887 111.37 D' 4' 0.12 2140.458153 6.689327

D 4vapore ingresso condensatore 0.12 2368.225368 49.5

E 5 ingresso pozzo caldo 0.12 206.93

F 3'vapore condensato uscita

RB 1.5 467.12 111.4 H 60 1213.69 7 acqua ingresso degasatore 4 398.228157 95

6 acqua ingresso RB 4 227.3329316 54.24

Bilancio preriscaldamento aria (Rav)

Paria∗(cp ,aria (Tout )∗Tout , aria−cp ,aria (Tin )∗Tin,aria )=Pacqua∗0,5∗z∗ηsc∗(hvapore−hliquido)

Il vapore usato per preriscaldare l’aria parte dalle condizioni del punto 2. Dopo il riscaldamento dell’aria si porta nelle condizioni di liquido saturo alla pressione di 4 bar e viene immesso all’interno del degasatore. L’aria viene prelevata a 20°C e la si vuole riscaldare sino a 60°C.

T ingresso vapore (°C) 161.257h ingr. vapore [kJ/kg] 2777.836

Tout vapore (°C) 143.600h out vapore [kJ/kg] 604.571T ingresso aria (°C) 20.000

Cparia T ingresso [J/kg] 1004.984Tout aria (°C) 60.000

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Cparia Tout [J/kg] 1008.092Paria (portata) (t/h) 74.060

η scambio 0.985z 0.032810805

z 0.032810805

Bilancio al degasatore

x∗h2+(1−x−z )∗h7+z∗hout , Rav=1∗h8

Al degasatore arriva l’acqua in uscita dal preriscaldatore di bassa pressione a 95 °C. Inoltre entra il vapore condensato proveniente dal preriscaldatore dell’aria comburente, ed il vapore spillato dalla turbina. In uscita si deve avere acqua a 140°C. La pressione al degasatore è di 4 bar.

Dal bilancio al degasatore si ricava il valore di x, dato che le coordinate dei punti termodinamici sono tutte note, ed anche il valore di z.

x 0.077378923

Bilancio allo scambiatore di preriscaldamento acqua in bassa pressione (BP)

y∗(h3−h3' )=(1−x−z )∗(h7−h6)

All’interno di esso arriva acqua condensata proveniente dal pozzo caldo, ad una temperatura di equilibrio tra quella dell’acqua in ingresso al pozzo caldo, e quella della portata y condensata. Inoltre entra la portata di vapore y spillata a 111,37°C che uscirà nelle condizioni di liquido saturo alla stessa temperatura. L’acqua riscaldata deve uscire dal BP a 95°C.

Bilancio pozzo caldo

h5∗(1−x− y−z )+ y∗h3'=h6∗(1−x−z )

Nel pozzo caldo perviene la portata di vapore 1-x-y-z che è stata condensata dal condensatore, e la portata di vapore spillato y, necessaria per il BP, nelle condizioni di liquido saturo. In uscita si avrà condensato ad un certo livello di temperatura incognito.

Le incognite presenti nelle due ultime equazioni di bilancio sono: y e h6. Ne consegue che bisogna risolvere un sistema di 2 equazioni in 2 incognite.

y 0.069774926

h6 [kJ/kg] 227.3329316

Appare significativo riportare le portate operanti ai diversi livelli di pressione:

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[t/h]1 da 60 a 4 bar 1 85.17

1-x-z da 4 a 1,5 bar 0.889810272 75.781-x-z-y da1,5 a 0,12 bar 0.820035345 69.84

La potenza meccanica prodotta è pari a:

Pmecc= (h1−h2 )∗1+(h2−h3 )∗(1−x−z )+(h3−h4 )∗(1−x− y−z )

Inoltre moltiplicando questa potenza per il rendimento dell’alternatore si ricava la potenza elettrica lorda:

Rendimento alternatore 0.978 (dal grafico)Potenza meccanica 20026.77 [kW]

Potenza elettrica lorda 19586.19 [kWe]

Considerando che gli autoconsumi ammontano a circa al 13 % della potenza lorda, si ricava con una semplice differenza la potenza elettrica netta:

[%] [kW]autoconsumi 13 2546.20

Potenza elettrica netta 17039.98 [kWe]

Infine si ricava il rendimento lordo e netto (tenendo conto delle perdite) dell’impianto:

ηlordo= Potenza elettrica lordaPci ,Rsu∗Portata ,Rsu

Portata RSU 26.160 [t/h]PciRSU 10.00 [MJ/kg]

Rendimento lordo 26.953 [%]Rendimento netto 23.449 [%]

Un dato numerico fondamentale è rappresentato dall’energia elettrica immessa in rete dall’impianto che si ricava come:

Energia el immessa∈rete , anno=oredi funzionamento ,anno∗Potenza elettricanetta , impianto

Ore funzionamento 7800 h/annoEnergia elettrica in rete 132.912 GWh/anno

Come ultimo parametro si riporta il consumo specifico dell’impianto Cs e la producibilità specifica 1/Cs:

58

Cs=Portata Rsu∗Ore di funzionamento ,annoEnergia elettrica prodotta

1/Cs 651.37 kWh/tRSU

Cs 1.535228 kgRSU/kWh

Analisi parametrica delle prestazioni del ciclo a vapore

A questo punto si è cercato di evidenziare le prestazioni del ciclo a vapore per condizioni differenti da quelle di base.

Variazione pressione di condensazione

Ad esempio, abbassando la pressione di condensazione, si nota un miglioramento delle prestazioni del ciclo a vapore. Per le diverse pressioni si sono ottenuti i seguenti risultati:

pressione cond. [bar]

T cond. [°C]

Potenza elettrica netta [kWe]

Rendimento netto

Energia elettrica in rete [GWhe]

1/cs [kWh/tRSU]

0.1249.44

17039.98 23.449 132.912 651.37

0.145.83

17304.83 23.814 134.978 661.49

0.0841.53

17605.74 24.228 137.325 673

0.0739.02

17782.96 24.472 138.707 679.77

0.0636.18

17983.15 24.747 140.269 687.42

0.0428.98

18488.24 25.442 144.208 706.73

0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12 0.1316000

16500

17000

17500

18000

18500

19000

Potenza elettrica netta

[bar]

[kW

e]

59

0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12 0.1322

22.5

23

23.5

24

24.5

25

25.5

26

Rendimento netto

[bar]

0.03 0.04 0.05 0.06 0.07 0.08 0.09 0.1 0.11 0.12 0.13126

128

130

132

134

136

138

140

142

144

146

Energia elettrica in rete

[bar]

[GW

he/a

nno]

Variazione temperatura uscita dei fumi dalla caldaia

Un’altra indagine significativa è stata vedere come variano i diversi parametri del ciclo a vapore variando la temperatura di uscita dei fumi:

Tout [°C]

Portata vapore [t/h]

Potenza elettrica netta [kWe]

Rendimento netto

Energia elettrica in rete [GWh/anno]

1/cs [kWh/tRSU]

160 85.91 17190.20 23.66 134.08 657.11170 85.17 17039.98 23.45 132.91 651.37180 84.424 16889.086 23.24 131.73 645.60190 83.68 16737.52 23.03 130.55 639.81200 82.93 16585.28 22.82 129.36 633.98

60

Con l’aumento della temperatura dei fumi in uscita dalla caldaia, il calore disponibile per l’acqua-vapore si riduce, ne consegue che le prestazioni del ciclo calano. Si può notare che il calo di tutte le prestazioni è quasi lineare.

150 160 170 180 190 200 21081

82

83

84

85

86

87

f(x) = − 0.0000000271586498 x⁴ + 0.000019773437 x³ − 0.00540207963 x² + 0.58164479162 x + 67.9467666114

Portata vapore

[°C]

[t/h]

150 160 170 180 190 200 21016200

16400

16600

16800

17000

17200

17400


[°C]

[kWe]

61

150 160 170 180 190 200 21022.4

22.6

22.8

23

23.2

23.4

23.6

23.8

Rendimento netto

[°C]

150 160 170 180 190 200 210127

128

129

130

131

132

133

134

135


[°C]

[GW

he/a

nno]

62

150 160 170 180 190 200 210620

625

630

635

640

645

650

655

660

1/cs

[°C]

[kW

he/t

RSU]

Ciclo a vapore caso base con CDR

L’impianto progettato è stato dimensionato per smaltire con continuità una portata massima di RSU (MCR), ma può anche funzionare se viene alimentato con una portata di CDR, purché la potenza termica entrante non superi quella massima dell’impianto di 2x36.3 MWt. Le superfici di scambio termico presenti nei 2 boilers, sia nel tratto radiante che in quello convettivo, sono state dimensionate considerando l’immissione di RSU al suo valore massimo di 2x13.1 t/h. Inoltre, per raggiungere una combustione ottimale che soddisfi i limiti imposti (max 1150°C e minimo 950°C), si è deciso di preriscaldare l’aria da 20° a 60° C, e di utilizzare un eccesso d’aria pari a 1.6. Nel momento in cui si alimenta la caldaia con il CDR, avendo esso una composizione differente ed un potere calorifico inferiore superiore a quello del RSU, le condizioni di eccesso d’aria e temperatura dell’aria in camera di combustione devono essere differenti. Quello che si è cercato di fare è di trovare condizioni di eccesso d’aria e di temperatura dell’aria tali da avere una temperatura di combustione con il CDR molto prossima a quella riscontrata con l’uso di RSU. In questo modo la portata di vapore prodotta con il CDR è circa pari a quella prodotta con RSU (c’è il problema di una differente portata dei fumi prodotti). Le varie temperature dei fumi in caldaia, a parità di superfici di scambio termico, non coincidono, dato che la portata dei fumi è diversa. Una volta note le quantità di fumi e di vapore prodotte, si è passati all’analisi delle prestazioni del ciclo a vapore e sono state confrontate con quelle relative al RSU.

Composizione CDR

La composizione del CDR è stata assegnata pari alla seguente:

%W % Ceneri

% FC % C % H % O % N % S % Cl

CDR esercitazione

21.66 17.62 60.72 37.50

5.38 16.47 0.66 0.11

0.60

63

% W % Ceneri % FC % C % H2 % O2 % N2 % S % ClRSU esercitazione

31.25 20.41 48.34 26.81 3.49 17.16 0.34 0.13 0.41

Come si può notare dai dati in tabella il CDR è più secco rispetto al RSU, infatti la percentuale in massa di umidità W è minore; questo comporta un potere calorifico più grande. La FC% del CDR è più grande di quella del RSU: questo è un altro motivo per cui il Pci sia più grande. La percentuali di carbonio C, di idrogeno H, di azoto N e di cloro Cl sono maggiori nel CDR, mentre quella di zolfo S è maggiore nel RSU. Se si determina il Pci con i vari metodi descritti in precedenza si ottiene che il Pci del CDR è circa 16 MJ/kg, contro i 10 MJ/kg del RSU.

CDR [kcal/kg] [kJ/kg] [MJ/kg]Pci formula di Dulong 3871.94 16211.0 16.21Pci formula di Boie 3799.38 15907.2 15.91Pci (regola del pollice) 3060.6 12814.3 12.81

Un potere calorifico inferiore più alto comporta che, a parità di potenza termica entrante nel sistema, la portata di CDR smaltita debba essere minore. Considerando 1 boiler si ottiene:

Pth max 36.3 [MWth]Portata CDR 8.07 [t/h]

Temperatura di combustione del CDR

Il procedimento per il calcolo della temperatura di combustione è lo stesso di quello descritto nella parte riguardante il RSU: bisogna sempre fare un bilancio energetico. Bisogna però prima di tutto conoscere la produzione dei fumi.

Produzione di fumi

[kg/kgCDR] [% peso]

PM [kg/kmole]

[Nm3/kgCDR] [% volume]

ρ [kg/Nm3]

CO2 1.37 12.835 44 0.70 8.324 1.9646H2O 0.78 7.324 18 0.98 11.605 0.8040N2 7.53 70.329 28 6.02 71.593 1.2516O2 1.01 9.434 32 0.71 8.423 1.4270SO2 0.0022 0.021 64.066 0.00077 0.009 2.8610HCl 0.00617 0.058 36.45 0.00379 0.045 1.6266TOTALE FUMI 10.70 8.40

CDR [kg/h] [Nm3/h]

totale fumi umidi86372.91 67792.8

totale fumi secchi80047.05 59925.08

RSU [kg/h] [Nm3/h]totale fumi umidi 85125.05 67552.6

64

totale fumi secchi76305.10 56582.9

Come si può vedere la portata massica dei fumi del CDR è maggiore di quella del RSU. Ciò vale anche per quella volumetrica. Potrebbe sembrare un controsenso il fatto di avere una portata massica dei fumi del CDR maggiore di quella del RSU, contando il fatto che la portata massica del CDR sia minore di quella del RSU. Però si deve constatare che la percentuale massica di Ceneri del CDR è molto inferiore a quella del RSU, ne consegue che gran parte del CDR utilizzato brucia, mentre una buona parte del RSU bruciato si perde nelle Ceneri.

Dopo una serie di tentativi si è visto che la condizione operativa ottima in camera di combustione è la seguente:

CDRn 1.8 eccesso d’aria 80 [%]Taria 20 [°C]Tf 1136.4 [°C]Cpfumi 1335.6 [J/(kg*k)]

mfumi

mCDR

10.70 [kg/kgRSU]

O2 8.423 [% in volume]

RSUn 1.6 eccesso d’aria 60 [%]Taria 60 [°C]Tf 1135.5 [°C]Cpfumi 1374.4 [J/(kg*k)]

mfumi

mRSU

6.51 [kg/kgRSU]

O2 6.663 [% in volume]

Facendo un confronto con i risultati ottenuti con l’utilizzo di CDR si può constatare che:

l’eccesso d’aria con il CDR è dell’80% invece che del 60%. Questo è dovuto ad un potere calorifico inferiore del CDR elevato;

non è necessario preriscaldare l’aria comburente, ma può essere utilizzata direttamente alla temperatura di 20°C;

la massa dei fumi prodotti sulla massa di combustibile utilizzato è molto alta; la percentuale in volume di ossigeno è del 8.42% contro il 6.66% del RSU. Il limite inferiore del 6%

viene rispettato comunque.

Il rendimento del boiler con l’utilizzo del CDR cala rispetto al caso base del RSU:

65

Rendimento Caldaia RSUη 87.58 [%]

Rendimento Caldaia CDRη 86.39 [%]

Questo è causato dal fatto che nel caso del RSU c’era il contributo, positivo per il rendimento, dell’aria riscaldata a 60°C, mentre con il CDR tale contributo si è ridotto. Basta vedere i risultati nelle 2 tabelle successive:

Perdite [kcal/kgCDR] [kJ/ kgCDR] % su ECDR

E fumiout -477.42 -1998.84 -12.33

EIRRAGGIAMENTO -58.08 -243.165 -1.5

ESCORIE -38.32 -160.45 -0.99

EARIA COMBURENTE +47.02 +196.86 +1.21

Perdita totale -526.8 -2205.595 -13.61

Perdite [kcal/kgRSU] [kJ/ kgRSU] % su ERSU

E fumiout -298.16 -1248.36 -12.48

EIRRAGGIAMENTO -35.83 -150.00 -1.5

ESCORIE -44.39 -185.86 -1.86

EARIA COMBURENTE +81.80 +342.47 +3.42

Perdita totale -296.58 -1241.75 -12.42

Infine la portata di vapore prodotta con l’utilizzo del CDR è la seguente:

CDR [t/h] [kg/s]

Portata di vapore Q 42.01 11.7

RSU [t/h] [kg/s]

Portata di vapore Q 42.6 11.8

Essa è molto prossima a quella generata con l’utilizzo di RSU; questo già fa intendere che non vi saranno grossi cambiamenti sulla produzione elettrica del ciclo a vapore.

Confronto prestazioni del ciclo a vapore con CDR e RSU

La differenza sostanziale nel ciclo sta nel fatto che lo spillamento z non è presente, dato che non c’è bisogno di alcun preriscaldamento dell’aria comburente. Tuttavia, anche se la portata di vapore che si espande in turbina si riduce di meno rispetto al caso del RSU, bisogna contare il fatto che la portata di vapore del CDR è un po’ più bassa. Ne consegue che i 2 effetti si bilanciano, non comportando così grosse differenze sulle potenzialità del ciclo.

66

Portata vapore


Rendimento netto


1/Cs

[t/h] [kWe] [%] GWh/anno kWh/tRSU 85.17 17039.98 23.45 132.91 651.37CDR 84.01 17039.56 23.45 132.91 1055.91

La potenza e l’energia elettrica netta, ed anche quella lorda, coincidono nei 2 casi. Ne consegue che, a parità di potenza termica entrante, coincide anche il rendimento lordo e netto. La producibilità specifica (1/Cs) dell’impianto funzionante con CDR è molto grande rispetto a quella con RSU; questo è dovuto al fatto che per produrre la stessa quantità di energia è stato necessario smaltire una quantità inferiore di CDR rispetto a quella di RSU.

Scambiatore di calore fumi-acqua per preriscaldamento dell’acqua

Nel caso base si è pensato di spillare una quantità percentuale di vapore y per effettuare un preriscaldamento dell’acqua alimento caldaia, attraverso uno scambiatore di calore RB vapore-acqua. Logicamente, lo spillamento di y comporta una perdita di potenza elettrica generata al gruppo turbina, dato che la portata in espansione è minore. I fumi uscenti dalla linea di depurazione dei fumi a bicarbonato sono ad una temperatura di 165°C circa. Come valore di temperatura limite dei fumi al camino si è imposto 120°C, per evitare così la formazione del pennacchio ed una bassa quota di lancio dei fumi in atmosfera. Si potrebbe sfruttare il calore dei fumi dai 165°C ai 120°C per preriscaldare l’acqua alimento caldaia, e ridurre così la portata di vapore y da spillare. Infatti c’è sempre bisogno di una quantità y spillata, dato che il calore disponibile dai fumi non è necessario per portare l’acqua dalle condizioni di 49.4 °C (all’uscita dal condensatore) sino ai 95°C (ingresso degasatore). Risulta però importante valutare la posizione del GWH rispetto al RB; infatti è possibile avere le seguenti sequenze di ciclo:

1. Pozzo caldo-GWH-RB-Degasatore2. Pozzo caldo-RB-GWH-Degasatore

La scelta ottimale è quella che comporta uno scambiatore GWH più piccolo, e quindi con un LMDT più grande possibile (ragionando a pari coefficiente di scambio termico H). Si presentano di seguito i risultati ottenuti nei 2 casi.

GWH dopo del RB

La portata dei fumi all’uscita delle 2 caldaie, tenendo conto delle infiltrazioni e del sistema SNCR è pari a:

Portata fumi 179.94

[t/h]

Le condizioni dei fumi ed il calore disponibile sono:

umidità fumi 10.34 [kgvap/kgfumi]

T[°C] cp [J/(kg*k)] h [kJ/kg]fumi out caldaia 165 1127.0 185.9614fumi ingresso camino 120 1115.2 133.8245

67

Calore disponibile dei fumi 2605.978 [kW]

Con questo calore bisogna riscaldare l’acqua uscente dal RB sino ai 95°C. La temperatura dell’acqua uscente dal RB la si trova da un bilancio di potenza al GWH:

Pf∗∆hf=(1−x−z )∗Pacqua∗(h95−hT ')

L’incognita è hT '. Da questa si può risalire alla temperatura dell’acqua.

(1−x−z )∗Pacqua75.78 [t/h]

T[°C] h [kJ/kg]acqua ingresso scambiatore con fumi 65.50 274.43acqua uscita scambiatore con fumi 95 398.23

1 20

2

4

6

8

10

12

T fumiT acqua[°C

]

In queste condizioni il valore del LMDT è pari a:

LMTD [°C] 53.94

Il valore della portata spillata y, riferita alla portata totale di acqua, è di:

y 0.025

Per quanto riguarda il ciclo a vapore, oltre ad esserci modifiche nella portata spillata y, vi è una modifica nelle condizioni dell’acqua al pozzo caldo. Infatti riducendo il valore della portata spillata y, la temperatura di equilibrio raggiunta al pozzo caldo, dai 54°C del caso base passa a 51.08°C.

68

GWH prima del RB

Se si posiziona il GWH prima del RB, e quindi all’uscita del pozzo caldo, la risoluzione del problema in termini di y e di temperatura dell’acqua ingresso ed uscita GWH è più difficoltosa. Infatti si deve risolvere un sistema di 3 equazioni in 3 incognite:

bilancio energetico al GWH; bilancio energetico al pozzo caldo; bilancio energetico al RB.

La temperatura dei fumi e dell’acqua nel GWH sono le seguenti:

T[°C] cp [J/(kg*k)] h [kJ/kg]fumi out caldaia 165 1127.0 185.9614fumi ingresso camino 120 1115.2 133.8245

T[°C] h [kJ/kg]acqua ingresso scambiatore con fumi 51.08 214.84acqua uscita scambiatore con fumi 79.23 331.98

1 20

2

4

6

8

10

12

T fumiT acqua[°C

]

Il valore del LMDT è il seguente:

LMTD [°C] 77.04

Come si può notare questo valore del LMDT è più alto, ne consegue che a parità di coefficiente di scambio termico, il GWH posto prima del RB è più piccolo come dimensioni.

Per quanto concerne invece i miglioramenti ottenuti in termini di prestazioni del ciclo con l’aggiunta del GWH, essi sono indipendenti dalla posizione di quest’ultimo, infatti il calore risparmiato è sempre lo stesso.

y Potenza elettrica netta ηnetto Energia elettrica in rete 1/Cs

69

33 °CT

18 °C

28 °C

S

[kW] [GWh/anno] [kWh/tRSU]Ciclo a vapore base 0.070 17039.98 23.45 132.91 651.37

Ciclo a vapore modificato 0.025 17292.88 23.80 134.88 661.04

Diff. Assoluta-

0.045252.903 0.348 1.973 9.667

Diff. percentuale [%]-

64.711.48 1.48 1.48 1.48

Vi è un incremento della potenza elettrica netta e lorda di 252.903 kW, mentre il rendimento è aumentato di poco, solamente di 0.348 punti percentuali. Si immette in rete circa 2 GWh in più all’anno,e la producibilità specifica è aumentata di circa 10 kWh/tRSU.

Bisogna però puntualizzare il fatto che effettivamente non sarebbe possibile effettuare tale recupero di calore dei fumi, a causa della loro temperatura troppo bassa con conseguenti condense acide. Infatti la scelta di far uscire i fumi a 170°C dalla caldaia è già molto rischiosa, dato che all’economizzatore vi potrebbe essere il problema di condense acide. La scelta ottimale sarebbe stata quella di far uscire i fumi ad una temperatura superiore, maggiore di 180 °C; effettuare un processo di purificazione dei fumi con bicarbonato; preriscaldare l’acqua in un economizzatore esterno e fare uscire i fumi ad una temperatura anche inferiore a 170°C; infine preriscaldare l’acqua alimento prima dei RB. Il problema di condense acide all’economizzatore esterno, anche se le temperature dei fumi sarebbero state più basse, non ci sarebbe stato, dato che sono stati già in parte purificati. Ne consegue che il dew-point si è ridotto rispetto al caso base.

Sistema di condensazione

Le possibili alternative tecnologiche “state of the art” per il raffreddamento e la condensazione del vapore in uscita dalla turbina a vapore sono:

Condensatore ad acqua in un sistema aperto; Condensatore ad aria; Condensatore ad acqua in un sistema chiuso con torre evaporativa.

La scelta dipende da considerazioni ambientali, tecniche ed economiche.

Condensatore ad acqua in un sistema aperto

Per determinare le dimensioni del condensatore occorre conoscere la temperatura dell’acqua refrigerante in ingresso. Nel caso in esame, viene assunta una temperatura pari 18 °C; il ΔT minimo tra la temperatura del condensato e la temperatura in uscita dell’acqua refrigerante viene posto a 5°C; inoltre si fissa un salto di temperatura dell’acqua refrigerante pari 10 °C.Fissate queste temperature si giunge ad una temperatura di condensazione pari T cond=T ¿H2O+ΔTmin+10=33 °C , che corrisponde ad una Pcond=0,05 ¿.

70

Mediante il seguente bilancio al condensatore viene calcolato la portata di liquido refrigerante:

Qv∗(Hvap−Hliq )=QH 2O∗C p ,acqua∗(ToutH 20−TinH20)La portata di vapore considerata dovrebbe essere quella massima nella condizione critica: non funzionamento della turbina, tutta la portata d’acqua al condensatore dopo laminazione. Effettivamente conviene riferirsi alla portata d’acqua smaltita dal condensatore ad aria nel caso base del ciclo a vapore:(1-x-y-z).La tabella sotto riportata riassume quanto detto.

Qvportata vapore [t/h] 69,84T condensazione[°C] 33P condensazione[bar] 0,05Tin_H2O [°C] 18Tout_H2O [°C] 28LMTD 9,1024Hvap[kJ/kg] 2287Hliq[kJ/kg] 137,77C p ,acqua [kJ/kg*°C] 4,186Q H2O [kg/s] 996,07

E’ interessante osservare il rapporto tra la massa di acqua refrigerante e l’acqua condensata.

Qvportata vapore [t/h] 69,84Q H2O [t/h] 3585.9

Q H2O /Qv 51.34

Sono necessari 50 kg di acqua refrigerante per ogni kg di acqua da condensare.Fatto ciò si passa al dimensionamento del condensatore, in particolare viene adoperato un condensatore a fasci tubiero; per calcolare la superficie totale di scambio termico viene utilizzata l’equazione di scambio termico del condensatore Q=H∗S∗LMTD dove:

• H è la conduttanza globale calcolato mediante la seguente formula

H= 11

h∫ ¿+sk+

1hcond

¿ i vari

termini del precedente vengono calcolati a sua volta tenendo conto delle dimensioni geometriche dei tubi e del regime di moto;

• Q è il calore da smaltire mediante il condensatore pari a Qv∗(Hvap−Hliq );• Infine LMTD è la differenza media logaritmica di temperatura dello scambiatore.

I tubi sono disposti in maniera sfalsata, con uno sfasamento orizzontale pari al passo P, ed uno sfasamento

verticale pari a √32

∗P. I tubi presentano le seguenti caratteristiche geometriche e termiche.

tubi in ottonek [W/(m*K)] 100De [mm] 22

71

Di [mm] 20Dm [mm] 21s [mm] 1P/De 1.6P [mm] 35.2

Si determinano le seguenti grandezze utile al calcolo del numero di tubi necessario per il trasporto dell’acqua refrigerante:

o area interna del tubo Ai=π∗Di

4

o area totale di passaggio dell’acqua Atot=mH 2O

ρ∗V¿

¿ ove V è la velocità dell’acqua fissata a 2 m/s,

mentre ρ è la densità dell’acqua pari a 1000 kg/m3.

o mentre il numero dei tubi è dato da Ap /A i.

Ai[m2] 0.00031V H20 [m/s] 2N_tubi 1585

Per il calcolo del coefficiente di scambio termico H si sono utilizzate le espressioni di Nusselt modificate per h convettivo lato acqua refrigerante.

h vapore_cond [W/(m2*K)] 10000h interno [W/(m2*K)] 7542.913789T medio acqua[°C] 23Kac 7.887169G [kg/(m2*s)] 2000H [W/(m2*K)] 3415.69

Con questi valore di H si è determina la superficie di scambio totale dello scambiatore:

S_scambio [m2] 1341.08

Questa superficie di scambio può essere ottenuta con un certo numero di tubi, posti in orizzontale, senza che si ripiegano su se stessi. In questo modo si ottiene uno scambiatore di una certa lunghezza ed impatto frontale di diametro D.

con unico passaggioL tubi[m] 12.24Coeff. di utilizzo 0.85A frontale 2.0013D piastra tubiera [m] 1.596L/D 7.67

Da un osservazione di tali parametri si evince che la lunghezza dei tubi sfiora i 12 m, il che significa L/D è maggiore di 5. In genere L/D ottimale è tra 2-5. Per diminuire tale rapporto si devono ripiegare i tubi, in maniera tale che vi siano 2 passaggi tubieri (in verso opposto). Ne consegue che i tubi in orizzontale raddoppiano, la lunghezza L si dimezza, ma l’area frontale e quindi il diametro frontale D aumenta.

72

doppio passaggioL tubi[m] 6.120

A frontale 4.00

D piastra tubiera [m] 2.26

L/D 2.71

N_tubi 3171

Il numero di tubi sembrerebbe raddoppiato, invece è lo stesso di prima, solamente che sono ad U. Il rapporto L/D si è portato a 2.71, compreso tra 2 e 5.

Condensatore ad aria

Il condensatore ad aria è uno scambiatore di calore di tipo “a superficie”, cioè il vapore condensante cede calore all’aria, che rappresenta il mezzo refrigerante, attraverso una superficie di scambio, senza che i due fluidi vengano a contatto tra loro. In particolare il vapore scaricato dalla turbina a vapore è inviato nella parte superiore del condensatore, da dove scorre per gravità attraverso una serie di tubi alettati, che scambiano calore per convezione forzata con una grande portata di aria, che entra dalla parte bassa del condensatore. L’aria viene spinta attraverso i tubi alettati tramite ventilatori.Il vapore condensato è quindi raccolto nel pozzo caldo. I condensatori ad aria sono normalmente costituiti da più moduli che lavorano in parallelo tra loro. La figura seguente mostra uno spaccato di un modulo di un condensatore ad aria.

Il basso coefficiente di scambio termico impone la necessità di grosse superfici per raffreddare e condensare il vapore; è per tale ragione che gli ingombri delle apparecchiature e quindi l’area occupata risultano notevoli.

Ai fini del dimensionamento devono essere assunte il ΔT min,la T v e T uscitaaria.

Nel caso in esame vengono assunte le condizioni peggiori, ovvero quelle estive ponendo le seguenti temperature:

portata di vapore [t/h] 69,84p condensazione [bar] 0,12

73

49,4 °CT

30 °C

44,4 °C

S

T condensazione [°C] 49,4Tin aria [°C] 30Tout aria [°C] 44,4

Dove :ΔT min=T v−T uscitaaria=49,4−44,5=5 °

Mentre ΔT aria=T outaria−T i naria

=44,4−30=14,4 °C

La portata di aria necessaria per refrigerare è data da : Qcond=M aria∗cp (Tout aria−Tinaria )

Mentre il calore da disperdere è pari a Qcond=Pacqua∗(hvap−hliq ), nella tabella sottostante vengono

riportati i rispettivi valori.

portata di vapore [t/h] 69,84p condensazione [bar] 0,12T condensazione [°C] 49,4Tin aria[C] 30Tout aria[C] 44,4LMTD 10,62Hvap [kJ/kg] 2368,225368Hliq [kJ/kg] 206,93M aria [kg/s] 2892,11Cp aria [kJ/(kg*°C)] 1006,8

Per il calcolo della superficie di scambio termico, proiettata, viene assunta una trasmittanza pari a 30 [W/(m2*K)] mentre l’ LMTD viene calcolata mediante la solita formula.

LMTD 10,62H [W/(m2*K)] 30S totale proiettata [m2] 131596,41

Lo scambiatore di calore è composto da tubi con le seguenti dimensioni geometriche: diametro esterno del tubo, diametro esterno dell’aletta, rapporto tra il passo dei tubi ed il diametro esterno del tubo, il passo delle alette, lo spessore delle alette, l’altezza delle alette.

De (D esterno tubo) 44.45 [mm]D-al (D esterno aletta) 76.2 [mm]Pt/(D esterno tubo) 2.4 P-al 2.309 [mm]

74

s-al spessore aletta 0.3 [mm]h al (altezza aletta) 15.875 [mm]Pt 106.68 [mm]

Inoltre è necessario al calcolo sapere il numero di alette per metro di tubo.

Nal=1mPa

= 10002.309

=433alette /mtubo

Per il calcolo del numero dei tubi per fila e del numero dei ranghi, prima di tutto si calcola la superficie totale

dei tubi compreso le alette per metro lineare di tubo S¿ data dalla somma di Sp+Sal dove :

Sp=π∗D0∗(1−Sa∗N al) e Sal=π∗[ Da2−D o

2

2+Da∗Sa]∗Nal

Sp 0.122 [m2/mtubo]S alettata 2.637 [m2/mtubo]S* 2.759 [m2/mtubo]

Per calcolare il numero di tubi per lato Ntubi x lato viene fissata una lunghezza L, pari a 15 metri.

N tubi xlato=S proiettata /(2∗L∗S¿)

L tubo 15 [m]

N° tubi per lato 1590

Questi tubi per lato possono essere disposti in più file N2 di N1 tubi per fila. Bisogna però verificare che la

velocità frontale dell’aria di attraversamento nei tubi e sia compresa tra 2,5 e 3 [m/s]. Per ricavare la velocità dell’aria tra i tubi si devono seguire i seguenti passi:

o sezione a disposizione Ad=N1∗L∗Pt

o area della proiezione del tubo alettato per metro lineare di tubo Ac=D o+2∗N al∗h∗Sao Ac

¿=Ac∗N 1∗Lo sezione di passaggio Al=Ad−Ac∗N1∗Lo infine la velocità di passaggio v è data da v=M aria/¿

N° tubi per lato 1590N2 3N1 530a lunghezza scambiatore [m] 56,546h altezza scambiatore [m] 14,489l larghezza scambiatore [m] 16,7303sezione occupata [m2] 946,034Ad [m2] 848,99

75

T

27 °C

35 °C

Ac [m2] 0,0485Ac* [m2] 386,21Ae [m2] 462,78v aria [m/s] 2,69

Infine per verifica è stato calcolato H, calcolando haria mediante la formula di Annarratone.

haria [W/(m2*K)] 33,87Tmedia aria[°C] 37,2Kac 9,06G[kg/(m2*s)] 3,13

Inoltre è stata calcolata la temperatura dell’aria in uscita nel caso invernale, supponendo che lo scambiatore sia stato sovradimensionato con le condizioni estive. Ne consegue che la superficie di scambio è fissata. Viene assunta una temperatura dell’aria in ingresso pari a 20 °C.

T ariauscita=T v−ψ∗¿

Dove:

ψ=exp (−γ ) e γ=(H∗S)/( ˙M aria∗Cparia)

caso invernaleTin aria [°C] 20Tout aria [°C] 41,89T condensazione [°C] 49,4γ 1,365054833ψ 0,255366673

Condensatore ad acqua in un sistema chiuso con torre evaporativa

Se l’acqua refrigerante utilizzata nel condensatore è limitata, si sule fare un circuito chiuso. L’acqua refrigerante uscente dal condensatore deve essere però riportata alla temperatura di ingresso. Ne consegue che deve subire un raffreddamento. Per effettuare questo raffreddamento si utilizzano le torri evaporative: l’aria viene spruzzata dall’alto di una torre, ove dal basso verso l’alto viene insufflata dell’aria la quale si riscalda e si umidifica. In questo modo l’acqua si raffredda, però parte di essa evapora nell’aria, per questo c’è bisogno di reintegro. Il limite minimo di temperatura teoricamente raggiungibile è quello del bulbo umido relativa all’aria esterna. La temperatura del bulbo umido è quella temperatura a cui si porta l’acqua in condizioni di equilibrio di scambio convettivo e di massa d’aria in moto turbolento completamente sviluppato.

76S

39 °C

∆T approc

Ai fini del calcolo della portata di refrigerante vengono assunte le seguenti temperature: temperatura del bulbo umido 23 °C, ch’è relativa ad una temperatura dell’aria pari a 30 °C con

umidità relativa pari al 60%;

∆T approch ,ovvero la differenza di temperatura tra l’acqua in uscita della torre e la temperatura di

bulbo umido, pari a 4 °C; Salto termico dell’acqua nel condensatore pari a 8°C;

∆T min tra la temperatura del condensato e quella del refrigerante all’uscita del condensatore.

Mediante le seguenti ipotesi viene calcolata la temperatura di condensazione T condens=T acquauscita+Δtcondesatore+∆T min=27+8+4=39° C, il che corrisponde ad una pressione

di condensazione di 0,07 [bar].Infine mediante il seguente bilancio viene calcolata la portata di refrigerante:

Qvapore∗(hvapore−h liquido)=QH 2O∗cpH2O∗∆T H 2O

Infine si tiene conto della portata di acqua di reintegro, visto che il 2% della portata totale evapora sotto forma di goccioline.Nella tabella sottostante viene riassunto quanto detto in precedenza, con i relativi valori.

Taria [°C] 30

Umidità Rel% 60

Tbb [°C] 23

Δt approch [°C] 4

T acqua uscita [°C] 27

Δt condesatore [°C] 8

∆T min [°C] 4

Tvap [°C] 39

p vapore [bar] 0,07

h vapore [kJ/kg] 2317,4

h liquido [kJ/kg] 163,37

q H2O [t/h] 69,84

portata acqua refrigerante[t/h] 4492,42

portata acqua reintegro[t/h] 89,848

Impianti ausiliari

Come tutte le centrali termoelettriche, al fine del completamento del sistema, si ha la necessità di adottare dei sistemi ausiliari, che assorbono una consistente fetta di potenza elettrica da quella prodotta, circa il 13% del totale.

Ai fine del dimensionamento in tale trattazione vengono calcolati soltanto quelli di maggiore rilievo, tra cui:

1. Ventilatore per trasporto dei fumi;2. Ventilatore per condensatore ad aria;

77

3. Pompe di alimento caldaia.

Potenzaassorbitadaiventilatori

Per calcolare la potenza assorbita dai ventilatori usati per il trasporto dei fumi, si ha bisogno di conoscere la caduta di pressione totale da vincere; in particolare vengono assunti le seguenti cadute nelle varie sezioni:

perdita di pressione [mmH2O]camera di combustione 10caldaia 60reattore a semisecco 110iniettori 30Filtro a maniche 180TOTALE 450

Infine per calcolare la potenza si ha la necessità di normalizzare la portata dei fumi alla temperatura di ingresso nel ventilatore, ovvero a 160°C. Inoltre ai fini della sicurezza la potenza viene sovrastimata del 70% in modo tale da tener conto di una maggiore prevalenza e di una macchina più grande.

Pel=∆ p∗Pv fumi

η

Ventilatore per trasporto fumiPerdite di pressione [mmH2O] [Pa]Δp 450 4410

η ventilatore 0,77 T fumi [°C] 160 portata fumi [Nm3/h] 71633,70 portata fumi [m3/s] 31,5602 Potenza [kW] 180,75 Potenza installata [kW] 307,28

Questa è la potenza di uno dei 2 ventilatori per i fumi (si ricorda che vi sono due linee fumi).

Lo stesso ragionamento si può considerare per i ventilatori necessari per l’immissione dell’aria comburente in caldaia. In questo caso la perdita di pressione è pari a 850 [mmH2O].

Ventilatore per aria comburente[mmH2O] [Pa]

Δp 850 8330

η ventilatore 0,77

78

T fumi [°C] 20 portata aria [t/h] 74,06 densità [kg/m3] 1,204 portata aria [m3/s] 17,0819 Potenza [kW] 184,79 Potenza installata [kW] 221,75

Anche in questo caso bisogna ricordare che vi sono 2 caldaie, e quindi la potenza totale da spendere per i ventilatori dell’aria comburente è il doppio di quella trovata.

Oltre ai ventilatori c’è da stimare la potenza assorbita dalle pompe di alimento della caldaia e di estrazione dal pozzo caldo. Anche in questo caso tale potenza viene sovrastimata moltiplicando per 1,15 la portata di acqua e per 1,2 la potenza, in modo tale da scegliere la macchina.

Infine la potenza elettrica è stata stimata mediante la seguente espressione:

Pel=∆ p∗G∗ρ

η

La caduta di pressione è stata assunta pari al 75 [bar], mentre la densità è quella dell’acqua alla pressione di condensazione.

Pompe alimento[bar] [Pa]

Δp 67 6700000

η pompa 0,87 densità [kg/m3] 988,282 portata acqua [t/h] 85,17 portata acqua effettiva [kg/s] 27,2065 Potenza [kW] 212,01 Potenza installata [kW] 254,41

Infine se si calcola la potenza totale per questi soli ausiliari considerati: pompe alimento, 2 ventilatori linea fumi, 2 ventilatori aria comburente, si vede che essa risulta circa il 7% di quella totale prodotta.

Potenza totale [kW] 1312.48potenza totale prodotta lorda [kW] 19586.19potenza ausiliari [%] 6.70

Effetto serra per impianto a RSU

Confronto tra impianto di termovalorizzazione e parco elettrico ENEL

Sotto l’ONU esiste l’istituto IPCC, il quale studia i processi dei cambiamenti climatici (GWP). In atmosfera esistono dei gas che hanno la particolarità di assorbire ed immettere verso la Terra la radiazione solare infrarossa. Questa particolarità ha i suoi vantaggi come anche i suoi svantaggi: da una parte permette che la

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Terra abbia una temperatura la quale consente lo sviluppo della vita; dall’altra parte, un aumento eccessivo della temperatura terrestre comporterebbe grossi problemi per la vita delle varie specie. Questi gas che presentano tale caratteristica in parte sono naturali: H2O, CO2, O3, SO2, CH4, N2O; in parte sono creati dall’uomo: SF6, HFC e PFC. L’IPCC ha classificato come gas serra solamente 6 di questi: CO 2, SO2, CH4, N2O, SF6, HFC e PFC. Il vapor d’acqua e l’ozono sono stati esclusi dalla categoria gas serra data la loro imponente presenza sulla Terra. Per classificare la capacità di riscaldamento dei gas serra si è pensato di riferirla a quella del gas serra fondamentale, la CO2, considerando un periodo di 100 anni.

CO2 1 tequ CO2

CH4 25 tequ CO2

SF6 22800 tequ CO2

N2O 298 tequ CO2

HFC 14800 tequ CO2

Dalla Tabella si può evincere come 1 tonnellata di specie X ha lo stesso potere riscaldante di tot tonnellate di CO2. Questo tot corrisponde alle tonnellate equivalenti di CO2.

Per un impianto di termovalorizzazione, la quantità di CO2 equivalente emessa in atmosfera deriva sostanzialmente da:

carbonio C presente nel rifiuto (circa il 27 % nel RSU) il quale si ossida seguendo tale reazione chimica:

C+O2→CO2

per 1 kg di C se ne generano 44/12=3,667 kg di CO2; da N2O, il quale lo si può assumere pari al 10% in massa degli NOx presenti nei fumi di

combustione.

Bisogna però precisare che non tutto il carbonio C presente nel RSU genera eccesso di CO 2. Infatti una parte di questo carbonio deriva da una parte del rifiuto rinnovabile; ne consegue che questa parte di C non concorre all’effetto serra. Dai calcoli si è visto che il rapporto tra i kg di C rinnovabile ed i kg di C totali presenti nel RSU è di circa 59%.

Comp. Merceologica % RSU eserc. Parte rinnovabileOrganico 27 100Carta e cartoni 29 100Plastiche totali 16 0Legno 3 100Tessili 3 50Metalli totali 4 0Vetro e inerti 6 0Sottovaglio (<20mm) 12 60

Comp. Merceologica [%] kg C rinnovabile/kg specie [%] kg C rinnov/kg RSUOrganico 10.09 2.7Carta e cartoni 35.55 10.3Plastiche totali 0.00 0.0Legno 36.21 1.1Tessili 18.98 0.6Metalli totali 0.00 0.0

80

Vetro e inerti 0.00 0.0Sottovaglio (<20mm) 9.96 1.2

[%] kg C/kg RSU [%] kg C rinnov /kg RSU [%] kg C rinnov/kg C totRSU esercitazione 26.81 15.9 59.24

La composizione dei fumi prevista dopo il processo di pulizia dei fumi è la seguente:

Ore funzionamento [ore/anno] 7800Pf secchi [Nm3/h] 11% O2 73985.96Portata RSU [kg/h] 13080.13Pf secchi [Nm3/kgRSU] 11% O2 5.661/Cs [kWh/tRSU] 651.37

Composizione fumi valore di legge [mg/Nm3 11% O2]

valori previsti [mg/Nm3 11% O2]

valori previsti [mg/kgRSU]

valori previsti [g/kWh]

polveri 10 4 22.63 0.035HCl 10 8 45.25 0.069SO2 50 25 141.41 0.217NOx 200 175 989.86 1.520N2O -- 17.5 98.99 0.152

Tramite questi risultati è possibile determinare i kgCO2 equivalenti prodotti a partire dal carbonio fossile e da N2O:

kgC O2equ daC fossile=

kgC fossilekgC tot

∗kgC tot

kg RSU∗kgCO2

kg C

kgC O2equ daN 2O=

kg N2O

kg RSU∗kgC O2equ

kg N2O

Se si vogliono calcolare anche i kgCO2 equivalenti prodotti per ogni kWh elettrico basta dividere i kgCO2

equivalenti prodotti su kg di RSU per la producibilità specifica di 651.37 [kWh/tRSU].

[kgCO2 equiv/tRSU] [kgCO2equiv/kWh]CO2 emessa da C fossile 403.151 0.619CO2 equivalente da N2O 29.498 0.045CO2 lorda emessa 432.649 0.664

Queste sono le emissioni lorde, cioè senza tenere conto di un eventuale risparmio dovuto al non utilizzo di un’altra tipologia di impianto per produzione di energia elettrica. Effettivamente si devono considerare anche i kg di CO2 equivalenti evitati dal fatto che la stessa energia elettrica prodotta dall’impianto di termovalorizzazione poteva essere prodotta da una centrale termoelettrica classica. Come valori di

81

riferimento si sono considerati quelli del rapporto ambientale dell’ENEL, la più grossa società di produzione di energia elettrica in Italia.

Gas emessi [g/kWh] solo parco

termoelettrico

[g/kWh] solo termoelettrico con

N2O

[g/kWh] tutto il parco elettrico

[g/kWh] tutto il parco elettrico con

N2OCO2 746 754.87 446 454.87

Gas emessi [g/kWh]SO2 0.525 NOx 0.498 polveri 0.024

Se si considera il solo parco termoelettrico, unica fonte di CO2, esso produce 746 g/kWh di CO2 da carbonio fossile. Se si tiene conto anche della CO2 equivalente proveniente dal N2O si arriva a 754.87 g/kWh. Se invece si considera l’intero parco elettrico (comprendente anche le centrali a fonte rinnovabile) la CO 2 da carbone fossile emessa è di 446 g/kWh, mentre quella da carbonio fossile+N2O è di 454.87 g/kWh.

Si sono svolti i calcoli considerando 2 situazioni:

1. l’intera produzione elettrica dell’impianto di termovalorizzazione viene sostituita da centrali termoelettriche (754.87 g/kWh);

2. l’intera produzione elettrica dell’impianto di termovalorizzazione viene sostituita in parte da centrali termoelettriche ed in parte da centrali a fonte rinnovabile (454.87 g/kWh).

La quantità di CO2 netta emessa dall’impianto di termovalorizzazione sarà pari a quella lorda meno quella evitata.

[kgCO2 equiv/tRSU] [kgCO2equiv/kWh]CO2 emessa da C fossile 403.151 0.619CO2 equivalente da N2O 29.498 0.045CO2 lorda emessa 432.649 0.664CO2 evitata 296.29 0.455

tutto il parco elettricoCO2 netta emessa 136.361 0.209CO2 evitata 491.699 0.755

solo parco termoelettricoCO2 netta emessa -59.050 -0.0907

Se si considera il solo parco termoelettrico si ha che la CO2 netta emessa dall’impianto a RSU è di -59.05 [kgCO2 equiv/tRSU], equivalenti a -0.0907 [kgCO2equiv/kWh]. Significa che effettivamente l’impianto a RSU non provoca un eccesso di CO2, ma addirittura una sua riduzione. Invece se si considera l’intero parco elettrico si ottiene che la quantità netta di CO2 emessa è pari a 136.36 [kgCO2 equiv/tRSU], equivalenti a 0,209 [kgCO2equiv/kWh].

E’ anche interessante confrontare i valori di emissione di SO2, polveri ed NOx dell’impianto a RSU con quelli delle centrali termoelettriche dell’ENEL.

Gas emessi [g/kWh] ENEL [g/kWh] RSUSO2 0.525 0.217

82

NOx 0.498 1.520polveri 0.024 0.035

L’impianto a RSU emette più polveri ed NOx, e meno SO2 delle centrali termoelettriche dell’ENEL.

Confronto tra impianto di termovalorizzazione e discarica senza recupero d’energia

Invece di utilizzare il RSU per alimentare un impianto di termovalorizzazione e produrre energia elettrica, può risultare conveniente economicamente depositare il RSU in una discarica. Sfortunatamente non vi è la stessa convenienza economica sull’impatto ambientale; infatti le emissioni di CO2 di una discarica senza recupero di energia sono molte alte. La CO2 equivalente emessa dalla discarica deriva sostanzialmente dal CH4 generatosi dalla fermentazione aerobica del RSU. In genere viene assunto che per 1 tonnellata di RSU si generano 35.29 kg di CH4. Questo risultato deriva da alcune assunzioni.

1. Si definisce fattore di biodegradibilità “fb” la quantità di carbonio biodegradabile su quella totale. Per ogni voce della composizione merceologica del RSU è possibile fissare un valore del fb.

Comp. Merceologica % RSU eserc. % FC % C/FC %C % fbOrganico 27 19 53.1 2.72 80Carta e cartoni 29 73 48.7 10.31 50Plastiche totali 16 86 69.5 9.56 0Legno 3 73 49.6 1.09 50Tessili 3 75 50.6 1.14 40Metalli totali 4 0 0 0.00 0Vetro e inerti 6 0 0 0.00 0Sottovaglio (<20mm) 12 32 51.9 1.99 60

2. La quantità di carbonio biodegradabile su 1 kg di RSU è definita DOC. Di questo carbonio biodegradabile una percentuale, pari a DOCf, si trasforma in biogas. In genere DOCf è compreso tra 0.5-0.77; si è assunto in questo caso un DOCf pari al 0.55.

Comp. Merceologica DOC (kg C biodegr/kg RSU) [%]Organico 2.18Carta e cartoni 5.15Plastiche totali 0.00Legno 0.54Tessili 0.46Metalli totali 0.00Vetro e inerti 0.00Sottovaglio (<20mm) 1.20TOTALE 9.53

TOTALE C biodegradabile 0.09528 [kgCbiodegrab/kgRSU]DOCf 55 [%]

83

TOTALE BIOGAS 0.0524 [kgBIOGAS/kgRSU]

3. Si assume che il BIOGAS sia composto dal 50% in volume di CH4 e dal restante 50% in volume di CO2. La CO2 generata dalla fermentazione non concorre all’effetto serra; solamente il metano prodotto è un gas serra.

totale BIOGAS 0.0524 [kgBIOGAS/kgRSU]totale CH4 34.94 [kgmetano/tRSU]totale CO2 96.1 [kgCO2/tRSU]

Ricordando che 1 kg di CH4 produce 25 kg di CO2 equivalenti, si ricava che la CO2 equivalente emessa da una discarica è di circa 880 kg/tRSU. Se si considerava un DOCf pari a 0.77 le emissioni avrebbero raggiunto anche un valore di circa 1 [tCO2/tRSU].

Discarica senza recupero energetico TOTALE CO2 equivalente emessa 873.438 [kgCO2/tRSU]

Confronto tra impianto di termovalorizzazione e discarica con recupero d’energia

Il metano prodotto dalla fermentazione aerobica in discarica in parte può essere utilizzato per alimentare motori a combustione interna, che producono energia elettrica. In questo modo la discarica è caratterizzata dall’avere un recupero energetico. Si fanno le seguenti assunzioni:

Assunzioni CH4 captato e bruciato in un MCI 40 [%]CH4 captato e bruciato in torcia 10 [%]CH4 emesso in atmosfera 50 [%]Pci Metano 8200 [kcal/Nm3]rendimento elettrico MCI 30 [%]

Una parte del metano fugge direttamente in atmosfera e concorre all’effetto serra. Questa quantità di CO 2

equivalente derivante dal metano in fuga corrisponde all’emissione lorda di CO2 equivalente della discarica con recupero energetico.

CO2 equivalente da fuga in atmosfera 436.72 [kgCO2equiv/tRSU]

La produzione di energia elettrica dei MCI tramite il 40% del metano, la si ricava attraverso il rendimento elettrico ed il Pci del metano.

Energia elettrica prodotta da MCI 55.99 [kWhe/tRSU]

84

Questa energia poteva essere prodotta dall’intero parco elettrico italiano con un’emissione di 454.87 kCO2/kWhe. Ne consegue che le emissioni evitate di CO2 equivalente su tonnellata di RSU per una discarica con recupero energetico sono:

CO2 equivalente evitata 25.47 [kgCO2equiv/tRSU]Le emissioni nette sono la differenza tra quelle lorde e quelle evitate.

CO2 equivalente netta emessa 411.25 [kgCO2equiv/tRSU]

Conclusioni

Se ora si mettono a confronto le emissioni di CO2 equivalente nei 3 casi:

impianto di termovalorizzazione; discarica senza recupero energetico; discarica con recupero energetico;

si può notare come le emissioni nette più basse le si hanno con l’impianto di termovalorizzazione. Da sottolineare il fatto che per le emissioni evitate si è fatto riferimento ai 454.87 kgCO2/kWh dell’intero parco elettrico ENEL.

Confronto Termovalorizzatori & discarica emissioni nette evitate di [kg CO2 equiv/tRSU]discarica senza recupero energetico 873.438discarica con recupero energetico 411.251Termovalorizzatori 136.361

Dal punto di vista dell’impatto ambientale un impianto di termovalorizzazione è notevolmente migliore di una discarica controllata.

Effetto serra per impianto a CDR

Confronto tra impianto di termovalorizzazione e parco elettrico ENEL

Per valutare le emissioni nette di un impianto di termovalorizzazione a CDR è necessario tenere conto del processo di formazione di esso a partire dal RSU. Infatti non ha senso identificare i kg di CO 2 su tonnellate di CDR, dato che quest’ultimo deriva da RSU. Inoltre per fare un confronto tra emissioni di CO2 a partire dalle 2 fonti, è necessario rapportarle alla stessa cosa.

Se si considera un trattamento del RSU a flussi separati, partendo da 100% di RSU si ottengono tali prodotti in massa percentuale:

CDR 35 [%]FOS 30 [%]metalli totali 3 [%]perdite di CO2 e H2O durante il processo 13 [%]scarti 19 [%]

85

Ne consegue che per produrre 1 kg di CDR è necessario avere 1/0.35=2.857 kg di RSU. L’impianto di termovalorizzazione smaltisce una portata di CDR pari a:

Portata CDR 8.07 [t/h]Ne consegue che la portata di RSU necessaria per la formazione del CDR è:

Portata RSU 23.05 [t/h]

Il CDR è caratterizzato dall’avere un Pci pari a:

Pci CDR 16211.023

[kJ/kgCDR]

Pci CDR 4503.062 [kWh/tCDR]

La produzione di energia elettrica da CDR comporta, come per il RSU, produzione di CO 2 equivalente derivante in parte dal carbonio fossile, ed in parte da N2O. Per determinare i kg di carbonio fossile su kg di CDR si deve partire dai kg di carbonio totale su kg di CDR. La composizione del CDR suggerisce che:

kg C tot/ kg CDR 37.50 [%]

Si assume che solamente il 51% del carbonio totale sia fossile, mentre il 49% è rinnovabile.

kg C fossile/ kgC tot 51.00 [%]

Se si vuole rapportare tutto ad 1 kg di RSU, sapendo che il rapporto kgCDR/kgRSU è del 35% si ottiene:

kg C tot nel CDR/ kg RSU 13.13 [%]kg C fossile nel CDR/ kg CDR 19.13 [%]kg C fossile nel CDR/ kg RSU 6.69 [%]

I kg di CO2 lorda emessa a partire dal carbonio fossile è pari a:

CO2 fossile lorda emessa 701.31 [kgCO2/tCDR]

Bisogna considerare anche la CO2 equivalente proveniente da N2O. La composizione prevista dei fumi del CDR la si può ritenere uguale a quella del RSU per quanto riguarda gli NOx. Si può sempre assumere che N2O sia il 10% degli NOx.

Pf CDR all'11% O2 68741.04 [Nm3/h]Pf CDR all'11%O2 8.520 [Nm3/kg CDR]

previsti [mg/Nm3] previsti [kg/tCDR] [kgCO2 equiv/tCDR]NOx 175 1.49 444.29N2O 17.50 0.15 44.43

86

La quantità di CO2 equivalente lorda emessa dall’impianto di termovalorizzazione a CDR è pari a:

[kg CO2 equiv/tCDR] [kg CO2 equiv/tRSU]CO2 lorda emessa 745.74 261.01

La produzione specifica dell’impianto di termovalorizzazione funzionante a CDR, non considerando però l’energia necessaria per produrre il CDR dal RSU, è la seguente:

1/Cs 1055.91 kWh/tCDR]

Per produrre CDR a partire da RSU bisogna spendere energia. Il valore di tale energia è:

energia elettrica spesa produzione CDR 70 [kWh/tRSU]

Ne consegue che l’energia netta prodotta con il CDR, riferita però ad 1 kg di RSU è pari a:

energia elettrica netta prodotta 299.57 [kWh/tRSU]

Considerando sempre come valore di riferimento i 454.87 kgCO2/kWh del parco elettrico italiano dell’ENEL, si possono ricavare i kg di CO2 su 1 tonnellata RSU evitati:

[kg CO2 equiv/t RSU]CO2 evitata 136.26

Per differenza si ricava la quantità di CO2 netta emessa da un impianto di termovalorizzazione a CDR, riferita ad 1 tonnellata di RSU:

[kg CO2 equiv/t RSU]CO2 netta emessa 124.75

Conclusioni

Da un confronto delle 2 quantità nette di CO2 emesse da un impianto di termovalorizzazione a CDR e da uno a RSU emerge che, effettivamente, con l’utilizzo di CDR l’emissione netta di gas serra si riduce, però non di tanto (circa 8 kgCO2/tRSU).

EMISSIONI NETTE [kg CO2 equiv/t RSU]RSU 136.36CDR 124.75

Per questo motivo non è molto conveniente da un punto di vista ambientale utilizzare CDR al posto di RSU. Se si tiene conto anche del fatto che economicamente un impianto a CDR costa di più di quello a RSU, dato i costi necessari per la produzione del CDR dal RSU, si può concludere che l’impianto a RSU permette di avere i maggior benefici economici ed ambientali.

87

Indicatori di prestazione dell’impianto di termovalorizzazione

Vi sono una serie di indicatori prestazionali dell’impianto di termovalorizzazione. Alcuni di essi sono stati già calcolati e opportunamente commentati nei paragrafi precedenti. Ora di seguito verranno riepilogati i principali indicatori ed introdotti alcuni nuovi.

Rendimento elettrico

Quello che risulta più importante non è tanto il rendimento elettrico lordo ma quello netto del ciclo a vapore.

η elettr. netto 23.449 [%]

Il valore di questo rendimento si mantiene costante con l’utilizzo di RSU o CDR.

Efficienza Energetica

Nella direttiva 2008/98/CE del Parlamento e del Consiglio si introduce la formula R1/D10 che serve per il calcolo dell’efficienza energetica. Questo parametro serve per classificare l’impianto a rifiuto come smaltitore o recuperatore d’energia. Per gli impianti a rifiuto in funzione dal 1 Gennaio del 2009, se l’efficienza energetica di questi risulta essere superiore a 0.65, allora sono classificati come impianti a recupero di energia, altrimenti sono classificati come smaltitore di rifiuti. L’efficienza energetica è definita come:

Eff . Ener .=Ep−(E f+E i )

0.97∗(E f+EW )

Ep è l’energia annua [GJ/anno] prodotta sotto forma di energia elettrica o termica. E’ calcolata moltiplicando

l’energia elettrica lorda per 2.6, e l’energia termica per 1.1. Questi fattori moltiplicativi derivano dal reciproco dei corrispettivi valori dell’efficienze medie del sistema di riferimento: sistema elettrico o termico.

ηelettr . medioeurop .=0.38

1ηelettr .medio europ.

= 10.38

=2.6

ηtermico medio=0.91

1ηtermicomedio

= 10.91

=1.1

E f è l’alimentazione annua [GJ/anno] di energia del sistema con combustibili che contribuiscono alla

produzione di vapore.

Ei è l’energia annua [GJ/anno] importata (escluse E f e EW ).

EW è l’energia annua [GJ/anno] contenuta nei rifiuti trattati, calcolata in base al potere calorifico netto dei

rifiuti.

0.97 è un fattore corrispondente alle perdite di energia dovute alle ceneri pesanti (scorie) e all’irraggiamento.

Per questa specifica tipologia di impianto a RSU analizzata, data la mancanza di energia importata, di energia termica prodotta e di energia da combustibile per la produzione di vapore, la formula si riduce a:

88

Eff . Ener .=Eelettr . lorda∗2.6

0.97∗EW

Eelettr . lorda 152.77 GWh/anno

Eelettr . lorda 549980.09 GJ/anno

EW 2040500 GJ/anno

Eff . Ener . 0.722 impiantoarecupero

Consumo e produzione elettrica specifica

Il consumo specifico indica la quantità di combustibile (kgRSU o kg CSR) necessaria per produrre un kWh di energia elettrica.

Cs RSU 1.54 kgRSU/kWhCs CDR 0.947 kgCDR/kWh

La produzione elettrica specifica non è nient’altro che il reciproco del consumo specifico: quanti kWh di energia elettrica vengono prodotti a partire da 1 tonnellata di RSU o CDR. Per il CDR non è stata considerata l’energia necessaria per produrlo a partire dal RSU.

1/Cs 651.37 kWh/tRSU1/Cs 1055.91 kWh/tCDR

Emissioni di CO2

Le emissioni nette di CO2 in genere sono espresse in kgCO2/tRSU, oppure in gCO2/kWh. Indica comunque quanto è la quantità di anidride carbonica (al netto delle emissioni evitate) emessa in atmosfera dall’impianto.

Considerando le emissioni evitate riferite all’intero parco elettrico italiano dell’ENEL si ottiene:

RSU [kgCO2 equiv/tRSU] [kgCO2equiv/kWh]CO2 netta emessa 136.361 0.209

CDR [kgCO2 equiv/tRSU] [kgCO2equiv/kWh]CO2 netta emessa 124.75 0.416

I valori dei [kgCO2 equiv/tRSU] nei due casi sono circa uguali. Non si può dire altrettanto per quanto riguarda i valori dei [kgCO2equiv/kWh]; infatti i kWh prodotti dal ciclo a vapore sia con RSU che con CDR sono uguali, però bisogna considerare che servono 70 kWh/tRSU per produrre CDR. Ne consegue che l’energia effettivamente messa in rete con un impianto a CDR è minore di quella dell’impianto a RSU.

89

Exergia temica prodotta

Per valutare meglio la quantità di energia termica prodotta dall’impianto, si è introdotto il concetto di exergia termica. L’exergia di una quantità di calore Q1 scambiabile alla temperatura T1 è pari ala lavoro massimo ottenibile dalla quantità di calore quando si usa l’ambiente di riferimento a temperatura T0=20°C=293 K come sorgente fredda. La determinazione dell’exergia termica avviene tramite moltiplicazione della quantità di calore per un coefficiente di Carnot, che non è altro che il rendimento di una macchina di Carnot che opera tra la temperatura T1 e T0.

Ex . termica=Q1∗(1−T 0

T 1)

In questo caso l’impianto di termovalorizzazione non è cogenerativo, quindi non è stato possibile determinare l’exergia termica del calore venduto.

Concentrazioni di immissioni inquinanti al suolo

Con la linea di depurazioni fumi si è cercato di rispettare i limiti di emissione di inquinanti imposti per legge. Oltre a limiti di emissione esistono limiti di immissioni, comprendenti tutte le fonti di emissione di inquinanti. I limiti di immissioni principali da rispettare sono quelli delle polveri (PM10) e degli NO x. Su base media annua i limiti per queste 2 sostanze inquinanti sono:

Sostanza μg/m3

Polveri (PM10) 20NOx 30

Per capire se si rispettano i limiti di legge sulle immissioni, bisogna capire come variano le concentrazioni di inquinanti intorno al camino.

I fumi uscenti dal camino subiscono 3 fasi di moto:

1. fase di innalzamento dovuto alla quantità di moto in possesso dei fumi, proporzionale alla loro temperatura;

90

z

y

x

u

2. fase di galleggiamento durante la quale i fumi incominciano a seguire l’andamento del vento e si espandono;

3. fase discensionale, durante la quale i fumi precipitano al suolo.

Per valutare le concentrazioni al suolo di inquinanti in un determinato punto di coordinate (x,y,z), secondo un sistema di riferimento con asse z coincidente con l’asse del camino, si può sfruttare la seguente relazione:

Ci (x , y ,0 ,H )= Qiπ∗u∗σ z∗σ y

∗e−1

2y2

σ y2

∗e−12

H 2

σ z2

Qi sono le concentrazioni in [mg/s] degli inquinanti;

u è la velocità del vento all’altezza del camino;

H è pari alla somma tra l’altezza del camino hc e l’altezza del pennacchio hpennacchio;

σ z e σ y sono delle deviazioni standard;

u è la velocità del vento parallela alla direzione x.

Quelle che interessano effettivamente sono le concentrazioni al suolo al variare di x, asse parallelo alla velocità del vento u. In questo caso la formula diventa:

Ci (x ,0,0 , H)= Qiπ∗u∗σ z∗σ y

∗e−12

H 2

σz2

Ora di seguito verranno descritti i passi necessari per il calcolo dei vari termini che compongono la formula delle concentrazioni.

Concentrazioni Qi

Le portate dei fumi secchi e umidi all’uscita del camino, espresse all’11% di O2 ed a quello effettivo sono:

Pf secchi[Nm3/h] 11% O2 73985.96

Pf umidi[Nm3/h] effettivo 71633.70381

Pf umidi[kg/h] effettivo 89967.6653

91

Considerando le emissioni limiti di legge in [mg/Nm3 secchi11% O2] ed il valore della portata dei fumi in [Nm3/h] 11% O2 è possibile ricavare i vari valori di Qi in mg/s.

limiti di legge limiti di legge

Inquinanti [mg/Nm3] secchi 11% O2 [mg/s]

polveri 10 205.52

HCl 10 205.52

SO2 50 1027.58

HF 1 20.55

NOx 200 4110.33

PCDD+PCDF 0.1 2.06

Hg 0.05 1.03

Metalli pesanti 0.5 10.28

Diametro Dc del camino

Il diametro del camino si ricava attraverso la portata dei fumi [m3/sec] alla temperatura di 120 °C, ed il valore della velocità dei fumi all’uscita del camino. Quest’ultimo valore viene fissato a 17 m/s.

temperatura camino [°C] 120

velocità fumi al camino V [m/s] 17

Pf umidi[kg/h] effettivo 89967.6653

Dc [m] 1.465

Altezza H

L’altezza H è composta da quella del camino e da quella del pennacchio. L’altezza del camino viene fissata; in genere per portate di fumi umidi intorno a 70.000 Nm3/h l’altezza hc è intorno ai 60-80 m. Quest’altezza deve essere tale da comportare il rispetto dei limiti di concentrazioni di immissioni di inquinanti al suolo. Nei calcoli successivi si considereranno 2 altezze del camino: 60 m e 80 m. In questo modo si potrà vedere come variano le immissioni di inquinanti al variare dell’altezza del camino tra 60 e 80 m.

L’altezza del pennacchio la si trova con il modello di Briggs.

Prima di tutto va fatta una distinzione tra pennacchi galleggianti e non galleggianti. In questo caso si è assunto che il pennacchio del camino sia galleggiante, dato che la differenza di temperatura tra i fumi e l’aria è maggiore di 50 °C.

Inoltre bisogna verificare che non avvenga il fenomeno del “downwash”, cioè una forte caduta dei fumi verso il suolo, a causa di una velocità dei fumi V<1,5 u, dove u è la velocità del vento all’altezza del camino. In questo caso l’altezza H risulta minore di hc.

92

Fondamentale è la determinazione della categoria di stabilità atmosferica di Pasquill. Queste classi sono definite in funzione della velocità del vento all’altezza di 10 m dal suolo, del momento della giornata, della radiazione solare e della nuvolosità.

Velocità del vento [m/s]

Giorno NotteRadiazione solare incidente Copertura nubi

Forte Moderata Debole ≥50% <50%2-3 A A-B B E F3-5 A-B B C E F5-6 B B-C C D E>6 C C-D D D D<2 C D D D D

Le classi indicano un grado di stabilità che vi è tra il gradiente termico ambientale e quello adiabatico pari a 0.98 °C/100 m.

Se il gradiente ambientale = gradiente adiabatico classe neutra

Se il gradiente ambientale < gradiente adiabatico classe instabile

Se il gradiente ambientale > gradiente adiabatico classe stabile

Classe Descrizione pA estremamente instabile 0,15B moderatamente instabile 0,15C leggermente instabile 0,2D neutralità 0,2E leggermente stabile 0,25F moderatamente stabile 0,4G estremamente stabile 0,6

Per determinare la velocità del vento u ad una quota hc, sotto la condizione di una determinata classe di stabilità, si utilizza la seguente formula:

93

u=u0∗(hc /10 )p

p è un fattore che dipende dalla classe.

L’altezza del pennacchio dipende dal parametro del flusso galleggiante F, definito come:

F=g∗V∗(D c

2 )2

∗(T f−Ta

T f)

Inoltre hpennacchio dipende dalla distanza sottovento dal punto di emissione, x. Vi sono le seguente relazioni che permettono la stima dell’altezza del pennacchio al variare di x.

Caso Classe A, B, C, D

hpennacchio=1,6∗F

13∗x

23

u

per F ≤55m4

s3 e x≤49∗F58hpennacchio ,max=

21,42∗F34

u

per F>55m4

s3 e x≤119∗F25 hpennacchio , max=

38,71∗F35

u

Caso Classe E, F, G

per x≤2,4∗u/ S0,5hpennacchio=

1,6∗F13∗x

23

u

per x> 2,4∗uS0,5 eu>1m /s hpennacchio=2,9∗(Fu∗S)

13

per x> 2,4∗uS0,5 eu<1

mshpennacchio=5∗F

14∗S

−38

Come valori di S possono essere considerati quelli in tabella:

Classe S [1/s2]E 8,75*10^-4F 1,75*10^-3G 2,45*10^-3

Valori di σ y e di σ z

I valori delle due deviazioni standard possono essere determinati graficamente, tramite opportuni grafici, in funzione di x e parametrizzati secondo la classe. Oppure si possono determinare tramite relazioni empiriche del tipo:

σ z=B∗x p

94

σ y=A∗x0,903

I valori di A, B e p sono ricavabili in base alla classe sfruttando la tabella sottostante:

Classe A x1 [m]x≤x1 x2 [m]

x1≤x≤x2

B p B pA 0,40 250 0,125 1,03 500 0.00883 1.51B 0,295 1000 0,119 0,986 10000 0.0579 1.09C 0,2 1000 0,111 0,911 10000 0.111 0.911D 0,13 1000 0,105 0,827 10000 0.392 0.636E 0,098 1000 0,100 0,778 10000 0.373 0.587

Esiste anche una relazione molto più semplificata che permette di determinare direttamente la concentrazione massima al suolo:

σ z=H

√2

Cmax ( x ,0,0 , H )=

2∗Qiπ∗u∗e∗H 2

∗σ z

σ y

Una volta stimata la concentrazione massima al suolo dell’inquinante con uno dei metodi esposti prima, si fissa un coefficiente di sicurezza pari a 1.5, il quale tiene conto di un possibile innalzamento delle immissioni dovuto ad altri fonti di inquinamento. Stimato alla fine la concentrazione massima effettiva la si confronta con il limite imposto per legge. Questo confronto deve avvenire per ogni altezza del camino hc considerata. L’altezza del camino scelta sarà quella che permetterà di avere un buon compromesso tra il rispetto del limite sulle immissioni ed il costo economico per la costruzione del camino.

Di seguito si riportano i risultati ottenuti considerando 3 classi di stabilità:

classe B; classe D; classe E.

Risultati con la classe B

La classe B è una classe diurna, che è valida per condizioni della velocità del vento a 10 m dal suolo tra 2 e 6 m/s. Si è voluto determinare la concentrazione di inquinanti al suolo per 3 velocità del vento u0:

1. u0 =2 m/s;2. u0 =3 m/s;3. u0 =4 m/s.

Come altezza del camino si sono considerate 2: 60 m e 80 m. Gli inquinanti considerati sono il PM10 ed gli NOx. I valori calcolati sono stati moltiplicati per un fattore di sicurezza di 1.5.

95

CLASSE B

u=2 [m/s] VALORI TROVATI

hc [m] emissione NOx [μg/m3] emissione Polveri [μg/m3]

60 12.42 0.621

80 9.76 0.4883

CLASSE B

u=2 [m/s] VALORI DI SICUREZZA


60 18.63 0.9315

80 14.64 0.73

CLASSE B



60 12.568 0.628

80 9.21 0.46

CLASSE B



60 18.852 0.942

80 13.815 0.69

CLASSE B



60 12.08 0.6

80 8.47 0.42

CLASSE B



60 18.12 0.9

80 12.705 0.63

96

Di seguito si riportano i valori delle concentrazioni di sicurezza (moltiplicate per 1,5) graficati in funzione dell’altezza del camino. Con l’aumento della velocità le concentrazioni tendono a ridursi; solamente per altezze del camino intorno ai 60-65 m si nota che nel passaggio da 2 a 3 m/s le concentrazioni invece di diminuire aumentano. Tuttavia il caso peggiore risulta quello a più bassa velocità, cioè 2 m/s.

55 60 65 70 75 80 850.5

0.55

0.6

0.65

0.7

0.75

0.8

0.85

0.9

0.95

1 Polveri

u=2 [m/s] classe Bu=3 [m/s] classe Bu=4 [m/s] classe B

hc [m]

[micr

og/m

^3]

Considerando che i limiti di legge sulle concentrazioni di immissioni sono:

Sostanza μg/m3

Polveri (PM10) 20NOx 30

si può notare che la scelta di un camino basso è ostacolata dal fatto che le concentrazioni degli NO x sono piuttosto alte (18-19 μg/m3), vicine al limite di 30 μg/m3. Quindi per la classe B l’altezza ottimale del camino dovrebbe essere tra i 75-80 m.

Classe Altezza camino ottimale [m]B 75-80

97

55 60 65 70 75 80 8510

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20NOx

u=2 [m/s] classe Bu=3 [m/s] classe Bu=4 [m/s] classe B

hc [m]

[micr

og/m

^3]

Risultati con la classe D

La classe D è una classe diurna e notturna, che è valida per condizioni della velocità del vento a 10 m dal suolo tra 5 e 6 m/s, oppure minore di 2 m/s o maggiore di 6 m/s. Si è voluto determinare la concentrazione di inquinanti al suolo per 4 velocità del vento u0:

1. u0 =1,5 m/s;2. u0 =5,5 m/s;3. u0 =6 m/s;4. u0 =7 m/s.


CLASSE D

u=1,5 [m/s] VALORI TROVATI


60 4.716 0.236

80 3.64 0.182

CLASSE D

u=1,5 [m/s] VALORI DI SICUREZZA


60 7.074 0.354

98

80 5.46 0.27

CLASSE D

u=5,5 [m/s] VALORI TROVATI


60 5.74 0.286

80 3.42 0.17

CLASSE D

u=5,5 [m/s] VALORI DI SICUREZZA


60 8.61 0.429

80 5.13 0.255

CLASSE D



60 5.609 0.284

80 3.289 0.164

CLASSE D



60 8.4135 0.426

80 4.9335 0.246

CLASSE D



60 5.35 0.267

80 3.03 0.15

CLASSE D



60 8.025 0.4005

80 4.545 0.225

99

55 60 65 70 75 80 850.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45 Polveri

u=1,5 [m/s] classe Du=6 [m/s] classe Du=7 [m/s] classe Du=5,5 [m/s] classe D

hc [m]

[micr

og/m

^3]

55 60 65 70 75 80 853.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5 NOx

u=1,5 [m/s] classe Du=6 [m/s] classe Du=7 [m/s] classe Du=5,5 [m/s] classe D

hc [m]

[micr

og/m

^3]

100

Si nota sempre l’anomalia a velocità intorno ai 1,5 m/s. Infatti le concentrazioni diminuiscono all’aumentare della velocità del vento che vanno da 6 a 7 m/s. Per la velocità di 1,5 m/s si ha invece che a basse altezze del camino le concentrazioni sono le più basse, mentre al alte altezze del camino le concentrazioni sono le più alte. Tuttavia il caso peggiore risulta essere a 5,5 m/s. Per questa velocità le concentrazioni del PM10 e degli NOx sono abbastanza distanti dai valori limiti di legge, anche per basse altezze del camino. Per questo motivo per la classe D l’altezza ottimale è:

Classe Altezza camino ottimale [m]D 65-70

Risultati con la classe E

La classe E è una classe notturna, che è valida per condizioni della velocità del vento a 10 m dal suolo tra 2 e 6 m/s. Si è voluto determinare la concentrazione di inquinanti al suolo per 2 velocità del vento u0:

1. u0 =2 m/s;2. u0 =3 m/s.


CLASSE E



60 4.5 0.225

80 2.91 0.145

CLASSE E



60 6.75 0.3375

80 4.365 0.2175

CLASSE E



60 3.54 0.177

80 2.23 0.111

101

CLASSE E



60 5.31 0.2655

80 3.345 0.1665

50 55 60 65 70 75 80 85 900.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35Polveri

u=2 [m/s] classe Eu=3 [m/s] classe E

hc [m]

[micr

og/m

^3]

50 55 60 65 70 75 80 85 903

3.5

4

4.5

5

5.5

6

6.5

7NOx

u=2 [m/s] classe Eu=3 [m/s] classe E

hc [m]

[micr

og/m

^3]

Con l’aumento delle velocità le concentrazioni si riducono. Inoltre sono abbastanza distanti dai valori limiti di legge. Per questo motivo l’altezza ottimale per la classe E è:

Classe Altezza camino ottimale [m]E 60-65

102

Confronto tra i risultati delle varie classi e scelta di hc

Per scegliere l’altezza del camino si sono volute mettere a confronto le maggiori concentrazioni di NOx delle varie classi. Si sono considerate le concentrazioni di NOx dato che erano quelle più grandi che si avvicinano molto di più ai limiti di legge. Inoltre si sono considerate le concentrazioni legate alle velocità del vento critiche, che comportavano i valori maggiori.

50 55 60 65 70 75 80 85 900

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

NOx

Classe B u=2 m/sClasse D u=5,5 m/sClasse E u=2 m/s

hc [m]

èmicr

og/m

^3]

Il caso più critico è quello della classe B con una velocità del vento di 2 m/s. Secondo questo caso il camino dovrebbe essere molto alto: 75-80 m.

Per la stima dell’altezza del camino bisognerebbe considerare una classe che rappresenti le situazioni medie annuali. In genere si considera la classe neutra D, però non è detto che rappresenti bene il caso medio annuale. Tuttavia anche se si considera tale classe le concentrazioni di NO x non sono molto basse per basse altezze del camino.

Infine si può concludere dicendo che, non conoscendo perfettamente la classe media annuale, un’altezza del camino trai i 70-80 m permette di rispettare i limiti di immissioni con un fattore di sicurezza molto alto.

103

Parte Economica

Studio economico dell’impianto nel caso base

Si riportano alcuni dati relativi alla parte tecnica dell’impianto, e precisamente alle potenze generate con il ciclo a vapore:

Potenza meccanica [MW] 20.03Potenza installata [MWe] 22.64Potenza netta al MCR (RSU) [MWe] 17.04Potenza lorda [MWe] 19.59Ore di funzionamento equiv. a pieno carico [h/anno] 7800Energia elettrica immessa in rete [Milioni di kW/anno] 132.9119

A questo punto si può affrontare la parte economica cominciando dai ricavi annui che sono dati da:

Ricavi=Vendita energiaelettrica+VenditaCertificati Verdi+Conferimento Rsu

Questa formula tuttavia vale solo fino al quindicesimo anno di vita dell’impianto poiché dal sedicesimo anno in poi non si godrà più del beneficio conseguito dalla vendita dei Certificati Verdi.

Il ricavo dalla vendita di energia elettrica immessa in rete è dato da:

Venditaenergiaelettrica=prezzo energiaelettrica(quotalibera)∗Energia elettrica prodotta

Inoltre è utile considerare a quanto vengono valorizzati i Certificati Verdi:

VenditaCertificati Verdi=C 1∗C2∗PrezzodimercatoCv al2010∗Energia elettrica prodotta

In cui il coefficiente C1 tiene conto della fonte da cui si produce energia elettrica (per RSU vale 1,3) mentre C2 tiene conto che solo il 51 % dell’energia proveniente da RSU può essere considerata da fonte biodegradabile.

Si riportano i valori considerati:

prezzo di cessione della quota libera [€/MWh] 68 valore CV nell'anno 2010 [€/MWh] 80 coefficiente C1 1.3 coefficiente C2 (D.M: 18/dic/2008) 0.51 C.V*C1*C2 [€/MWh] 53.04 prezzo totale ponderato di cessione E. Elettr totale [€/MWh] 121.04 nei primi 15 anniricavi di cessione E.Elettr. [Mil €/anno] 16.088 nei primi 15 anniricavi di cessione E.Elettr. [Mil €/anno] 9.038 dal 16° anno in poi

Infine resta da considerare la quota di ricavo relativa al conferimento degli RSU, ossia la quota che ad esempio un dato comune si impegna a pagare all’ impianto di termovalorizzazione anziché mandare a discarica i rifiuti stessi (per cui la quota del termovalorizzatore deve essere competitiva con la quota di smaltimento della discarica!). In questo caso si è considerato:

Conferimento RSU=tariffadi smaltimento RSU∗RSU conferiti

104

tariffa di smaltimento RSU [€/tRSU] 60RSU conferiti [t/anno] 204050ricavi da conferimento [Milioni di €/anno] 12.243

Si riportano i ricavi totali:

ricavi totali [Milioni €/anno] 28.331 nei primi 15 anniricavi totali [Milioni €/anno] 21.281 dal 16° anno in poi

Per quanto riguarda i costi si ipotizza che il costo di investimento dell’intero impianto ammonti in Project Financing a 92 milioni di euro ripartiti in costi di costruzione dell’impianto e in allacci per i primi due anni:

Investimento totale in Project Financing [Mil€] 92EPC [Mil€] 77Allacci[Mil€] 15

I costi di gestione invece possono essere calcolati come somma dei costi primi più i costi secondari (come ad esempio costi per assicurazioni), valutabile come una percentuale dei costi primi:

Costi di gestione=Costi primi+16 %∗Costi primi

Per costi primi si intendono:

Costi primi=Costo personale+Costo Manutenzione+Costocombustibile+Costo H 2O+Costo reagenti di FGC e NO+Costo Residuiadiscarica

Ora si particolarizza ogni singolo termine:

Costo personale=nume ro di persone∗Costomedioa persona

Manutenzione=2,8 %∗EPC

personale + ManutenzioneN° di persone 40costo medio [€/anno] 42000Totale costo personale [migl €/anno] 1680manutenzione ordinaria e straordinaria 2.80%Totale costo manutenzione [migl €/anno] 2156

Riguardo all’acqua, si calcolano le diverse portate usate nei vari processi, si sommano (tenendo presente che vi sono due linee di depurazione fumi) e infine si moltiplica la somma per il costo specifico di 1,4 €/m3. Si riportano i dati relativi:

acqua N°

unitàcomplessivo

(kg/h)acqua quenching scorie[kg/h] 1067.86 per unita WTE 2 2135.72acqua per NOx SNCR[kg/h] 448.44 per unita WTE 2 896.88acqua reintegro caldaia 1703.36 per intero impianto 1 1703.36acqua per SDA/raffreddamento[kg/h] 0 per unita WTE 2 0acqua inertizzazione residui[kg/h] 355.89 per unita WTE 2 711.77

105

totale acqua[kg/h]5447.73

totale acqua[t/anno]42492.31

costo specifico [€/m3] 1.4

Totale costo acqua [migl €/anno] 59.49

Riguardo al combustibile (metano), si può dire che verrà usato all’avviamento della caldaia oppure quando non si riesce a garantire una temperatura maggiore di 950 °C in caldaia. Si riportano i relativi costi:

Totale costi combustibili per avv. [migl€/anno] 190

I costi di acqua e di combustibile ammonteranno a:

Totale costi (acqua+combustibile) [migl€/anno] 249.49

Nella linea di pulizia dei fumi si considera l’uso di bicarbonato e di carbone attivo, mentre per l’abbattimento degli NOx è stata usata l’Urea; infine si considera nell’inertizzazione del rifiuto l’uso di cemento Portland e dei silicati. Anche in questo caso come per l’acqua si considerano due linee e si tiene presente un utilizzo dell’impianto di 7800 h all’anno:

costi reagenti (chemicals) N°

unitàcomplessivo [migl€/anno]

NaHCO3 [kg/h]303.41

costo specifico [€/kg] 0.19 2899.29

Ca(OH)2 [kg/h]0.00


carbone attivo[kg/h]7.16


Urea SNCR[kg/h]44.84


additivi per C.T & acqua DEMI 1 120

silicato per inertizzazione [kg/h]50.84


cemento Portland[kg/h]76.26


Totale costi reagenti (chemicals) [migl€/anno] 1607.013

Alla fine dei vari processi resta da considerare il costo dello smaltimento delle scorie e dei residui a discarica (si tenga presente un utilizzo dell’impianto di 7800 h all’anno):

costo smaltimento scorie [kg/h] N° unità[kg/h]

complessivi

scorie umide 3203.585 2 6407.2

costo specifico [€/t] 60

106

Totale costi smaltimento scorie [€] 2998.6

costo residui inertizzati a discarica[kg/h] N° unità

[kg/h] complessivi

residui inertizzati[kg/h] 938.014 2 1876.0

costo specifico[€/t]60

Totale costi residui inertizzati [€]878

Totale costi di smaltimento scorie e residui [migl€/anno] 3876.536

Alla fine, dopo aver considerato le singole voci di costo, si possono calcolare i costi primi e il costo di gestione totale annuo:

Totale costi primi[migl€/anno] 9569.12spese generali e margine operatore [%] 16

Totale costi di gestione [migl€/anno] 11100.18

Un parametro significativo risulta essere il costo di gestione per tonnellate di Rsu [€/tRsu] calcolato come:

costo di gestione per tonnellatedi Rsu= Costo di gestione∗1000Portatadi unalinea∗2∗N ° di oredi funzionamentoa pieno carico

Totale costi di gestione [€/tRSU] 54.40

Una volta calcolate le aliquote di costo e i ricavi si può calcolare il flusso di cassa annuo per l’anno n-esimo come:

Fn=Ricavo annuo−Costo di gestione annuo

Risulta interessante calcolare il VAN (Valore Attuale Netto) come VAN=∑n=1

NFn∗1

(1+ i∗0.01 )n con un tasso di

attualizzazione i del 5%:

tasso di attualizzazione i 5 [%]

[migl€/anno] [migl€/ [migl€/anno] [migl€/anno] [migl€/anno] [migl€/anno]

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anno]

N° anni Costi Ricavi Costi di gestione Flusso di cassaFlusso di cassa

attualizzatoVAN

0 46000 0 -46000 -46000 -46000

1 46000 0 -46000-43809.52 -89809.52

2 28330.65 11100.08 17230.57 15628.63 -74180.89

3 28330.65 11100.08 17230.57 14884.41 -59296.48

4 28330.65 11100.08 17230.57 14175.63 -45120.85

5 28330.65 11100.08 17230.57 13500.60 -31620.25

6 28330.65 11100.08 17230.57 12857.71 -18762.54

7 28330.65 11100.08 17230.57 12245.44 -6517.10

8 28330.65 11100.08 17230.57 11662.33 5145.23

9 28330.65 11100.08 17230.57 11106.98 16252.20

10 28330.65 11100.08 17230.57 10578.07 26830.28

11 28330.65 11100.08 17230.57 10074.36 36904.63

12 28330.65 11100.08 17230.57 9594.62 46499.26

13 28330.65 11100.08 17230.57 9137.74 55636.99

14 28330.65 11100.08 17230.57 8702.61 64339.60

15 28330.65 11100.08 17230.57 8288.20 72627.80

16 28330.65 11100.08 17230.57 7893.52 80521.32

17 21281.01 11100.08 10180.92 4441.90 84963.22

18 21281.01 11100.08 10180.92 4230.38 89193.60

19 21281.01 11100.08 10180.92 4028.94 93222.54

20 21281.01 11100.08 10180.92 3837.08 97059.62

108

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20-100000

-50000

0

50000

100000

150000

VAN

[anni]

[migl

€/an

no]

Dal grafico si può vedere che il tempo di ritorno è compreso tra i 7 e gli 8 anni.

Un altro dato interessante risulta essere il TIR ossia il Tasso Interno di Redditività, cioè il tasso di interesse che ai 20 anni permette di avere il VAN pari a zero. Impostando il comando di ricerca obiettivo risulta:

caso base TIR [%] 15.96

Il valore del TIR determinato è abbastanza alto rispetto al tasso di attualizzazione scelto (5%); questo significa che si è in una condizione ottimale di sicurezza. Infatti è improbabile che il tasso di attualizzazione raggiunga un valore maggiore del TIR, comportando un VAN negativo.

Studio parametrico

Risulta interessante vedere come varia il TIR al variare della tariffa di smaltimento per una data circostanza di fattori. Questo perche? Il TIR rappresenta un parametro di scelta sulla bontà dell’investimento. Tanto più il TIR dell’investimento è alto, e tanto più conveniente esso risulta. Logicamente bisogna però decidere un valore minimo al di sopra del quale l’investimento può essere considerato conveniente. La scelta del valore del TIR minimo deve tenere conto di 2 fattori principali:

1. del tasso d’interesse bancario disponibile per un mutuo di 20 anni;2. del rischio dell’impianto.

Logicamente il TIR minimo deve essere superiore al tasso bancario di un certa quantità, per tenere conto del rischio legato all’insicurezza dell’impianto. Come valore dell’interesse bancario si può fissare il 5%. Come

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fattore di sicurezza si può prendere 3. Ne consegue che il TIR minimo è del 15%. Si è assunto TIR minimo pari al 14%.

Considerato il valore del TIR minimo, sul grafico TIR-Tariffa di smaltimento si può individuare la tariffa di smaltimento che comporta avere un TIR pari al valore minimo. Questo valore della tariffa però non deve risultare tanto elevato, sennò non rende l’impianto competitivo sul mercato. Il valore della tariffa non deve sicuramente risultare molto grande rispetto al costo che un comune potrebbe sostenere per smaltire i rifiuti in una discarica anziché nell’impianto di termovalorizzazione. In genere il costo globale per lo smaltimento del RSU in discarica è di circa 55 €/tRSU.

Si è all’inizio parametrizzato il TIR al variare della tariffa di smaltimento in base al valore dei certificati verdi CV, fissate le ore di funzionamento equivalenti a pieno carico a 7800 h. Questo perché nel caso base si è imposto un valore del CV pari a 80 €/MWh, valore ottimistico. Ma se il prezzo dei CV diminuisse molto (60 €/MWh) come varia il TIR con la tariffa di smaltimento?

ore funzionamento 7800CV= 80 [€/MWh]tariffa smaltimento [€/tRSU] TIR50 13.67760 15.9570 18.1180 20.17

ore funzionamento 7800CV= 60 [€/MWh]tariffa smaltimento [€/tRSU] TIR

50 11.7459.47 1460 14.1270 16.35

Ponendosi nel caso di TIR minimo=14 % e di prezzo del Certificato Verde di 60 €/MWh, emerge una tariffa di smaltimento minima di circa 59.5 €/tRSU. Questo valore non è molto grande rispetto al costo di smaltimento dei rifiuti.

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50 55 60 65 70 75 8010

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16

18

20

22

Variazione del prezzo dei Certificati verdi (CV)

CV= 80 [€/MWh]CV= 60 [€/MWh]

Tariffa di smaltimento [€/tRSU]

TIR

Un’altra indagine significativa è quella di considerare come varia il TIR al variare della tariffa di smaltimento, parametrizzando in base alle ore di funzionamento equivalenti a pieno carico, fissato il prezzo dei certificati verdi CV a 80 €/MWh.

ore funzionamento 7800CV= 80 [€/MWh]tariffa smaltimento[€/tRSU] TIR50 13.67751.38 1460 15.9570 18.1180 20.17

Ore funzionamento 7500CV= 80 [€/MWh]tariffa smaltimento [€/tRSU] TIR50 13.552.19 1460 15.770 17.880 19.78

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Ore funzionamento 7200CV= 80 [€/MWh]tariffa smaltimento [€/tRSU] TIR50 13.3353.086 1460 15.4670 17.4780 19.4

Con la riduzione delle ore di funzionamento l’impianto produce sempre meno, ne consegue che la redditività dell’impianto diminuisce. Per questo motivo con il diminuire del numero di ore di funzionamento, il valore della tariffa di smaltimento per TIR=14% aumenta.

50 55 60 65 70 75 8011

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20

21Variazione ore di funzionamento impianto

Ore funzionamento 7500Ore funzionamento 7200ore funzionamento 7800

Tariffa di smaltimento [€/tRSU]

TIR

In genere potrebbe succedere che il contratto stipulato tra il gestore dell’impianto e i comuni per la fornitura di RSU non sia rispettato, per cui nonostante si possa usare l’impianto per un elevato numero di ore all’anno, alla fine nei conti economici, per tener conto di ogni rischio (tra cui quello appena enunciato), ci si pone nella condizione critica, ad esempio 7200 h/anno. Inoltre un’altra condizione critica è quella del valore del CV, come ad esempio 60 €/MWh. Si è voluto considerare la condizione peggiore in cui ci si possa trovare: CV=60 €/MWh, e ore di funzionamento annue=7200. In questo caso si ottengo i seguenti risultati:

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Ore funzionamento 7200CV= 60 [€/MWh]tariffa smaltimento[€/tRSU] TIR50 11.3861.86 1460 13.670 15.780 17.68

50 60 70 8010

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19TIR

CV=60 €/MWh e ore di funz.=7200

[€/tRSU]

[TIR

]

La tariffa di smaltimento necessaria per avere TIR=14% è di 61.86 €/tRSU. La tariffa di smaltimento “cautelativa” è un po’ più alta rispetto alle 7800 h/anno di funzionamento; un buon gestore tuttavia dovrà saper limitare il valore di questa tariffa per poter essere competitivo sul mercato. Per questo motivo come valore della tariffa di smaltimento si è scelto 60 €/tRSU.

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RELAZIONE ANTONIO GUARINO

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