6. Modello dell’impianto in ambiente Aspen HYSYS
6.1. Design
Il modello sviluppato in ambiente Aspen HYSYS comprende l’anello del fluido termovettore, con i relativi scambiatori di calore e la pompa di circolazione, e il ciclo Rankine organico con rigenerazione interna. Esso è stato schematicamente rappresentato in Figura 6.1.
Per ciascun fluido sono state determinante le equazioni di stato più adatte al calcolo delle loro proprietà: Peng-Robinson per i gas di scarico della microturbina, UNIQUAC per l’olio diatermico, RefProp per il fluido organico R245fa e per l’acqua di raffreddamento.
Durante la costruzione del modello in HYSYS, sono stati impostati man mano i dati noti dell’impianto, i valori dei parametri ottenuti tramite il codice di ottimizzazione sviluppato in MATLAB e i rendimenti isoentropici dell’espansore e delle pompe in esso ipotizzati, lasciando che il software calcolasse le variabili lasciate incognite. Affinché il calcolo
52 arrivasse a convergenza, a causa della presenza di loop chiusi, è stato necessario inserire nei flussi di processo alcuni blocchi teorici di riciclo (RCY). Il programma assume, infatti, nei punti in cui sono stati inseriti, dei valori di partenza e procede poi a risolvere il calcolo in maniera iterativa.
Nel corso di questi passaggi, i valori di alcune grandezze del processo hanno subito delle lievi variazioni rispetto a quelle ottenute nell’ottimizzazione, dovute alle ipotesi semplificative supposte nel primo modello, come, ad esempio, l’aver trascurato le perdite di carico. Ad ogni modo, è stato verificato che i vincoli supposti in precedenza in MATLAB, come i pinch point minimi degli scambiatori e l’efficienza massima dello scambiatore di recupero dei fumi, venissero rispettati. Si consideri che i valori di molte grandezze subiranno comunque ulteriori modifiche quando, col dimensionamento dei componenti, saranno introdotti nel modello dispositivi reali. Il dimensionamento dei singoli componenti è stato trattato nei sotto paragrafi successivi.
Figura 6.1: Schema del modello realizzato in Aspen HYSYS
6.1.1. Scambiatori di calore
Considerate le alte pressioni operative, che altri tipi di scambiatore non sarebbero in grado di tollerare, e le potenze termiche in gioco, lo Shell&Tube risulta la tipologia di scambiatore
Source in Source out ORC 1 ORC 2 ORC 2R ORC 3 ORC 4 ORC 4R Recuperator Condenser Expander Evaporator Air Cooler Cool in Cool out Circulating pump Pump Loop 1 Loop 2 Loop 3 Loop 4 Loop 5 Heat Exchanger Diathermic Oil Exhaust Gas ORC Cooling Water Sewage heating
53 che meglio si adatta ai dispositivi presenti nell’impianto, ad eccezione dello scambiatore di recupero dei gas di scarico della microturbina. Questo richiede, infatti, una configurazione differente, a causa della bassa conducibilità termica dei gas, sensibilmente inferiore rispetto a quella di un liquido, rendendo necessario un incremento della superficie di scambio, mediante l’aggiunta di alettature nelle parti lato gas. Una valida opzione consiste nello scambiatore a batterie alettate (Figura 6.2), costituito da banchi di tubi opportunatamente collegati tra loro (batterie), provvisti di alette trasversali. Il gas fluisce attraverso le alette, mentre il secondo fluido circola all’interno dei tubi.
Figura 6.2: Esempio di scambiatore a batterie alettate [44]
Nella prima fase della costruzione del processo, è stato utilizzato per gli scambiatori il modello semplificato Simple Weighted, disponibile solo per gli scambiatori in controcorrente. Questo modello permette di suddividere il profilo di temperatura dello scambiatore in intervalli di uguale entalpia e calcolare per ognuno di essi i valori del coefficiente globale di scambio termico per la superficie di scambio (UA) e del salto medio logaritmico (LMTD), rendendolo particolarmente adatto ai casi in cui si hanno curve di scambio non lineari, come per i fluidi in cambiamento di fase. Per poter eseguire il calcolo, è stato necessario imporre un valore di primo tentativo per le perdite di carico lato mantello e lato tubi, corretto successivamente.
Costruito l’intero ciclo, è stato effettuato il dimensionamento degli scambiatori mediante il software Aspen EDR (Exchanger Design and Rating), implementato in Aspen HYSYS, contenente un esteso database degli scambiatori di calore presenti attualmente in commercio. Per poter usufruire del programma Aspen EDR, è stato necessario convertire il modello dello scambiatore da Simple Weighted a Rigorous Shell&Tube. Impostate le condizioni operative di progetto dello scambiatore e i coefficienti di fouling dei fluidi, il software effettua in modo
54 dettagliato il dimensionamento del dispositivo, fornendo la configurazione ottimale in grado di rispettare i vincoli del processo, minimizzare i costi ed evitare situazioni di funzionamento a rischio, come vibrazioni, erosione e temperature e pressioni operative eccessive. Il dimensionamento avviene secondo gli standard della Tubular Exchanger Manufacturers
Association (TEMA), che si occupa delle norme relative alla classificazione, al
dimensionamento e alla costruzione degli scambiatori di calore. La geometria dello Shell&Tube è contraddistinta dal tipo di testata anteriore e di testata posteriore, che delimitano il volume interno dove sono presenti i tubi, e dal tipo di mantello, che delimita il volume esterno ai tubi. TEMA assegna differenti lettere per ognuna delle diverse tipologie di queste tre parti, permettendo di identificare la geometria dello scambiatore mediante un codice di tre lettere: la prima per la testata anteriore, la seconda per il mantello, la terza per la testata posteriore. In Figura 6.3 sono riportate le possibili configurazioni per ciascuna parte dello scambiatore, secondo gli standard di TEMA.
55 Accettata la configurazione fornita dal programma, lo scambiatore reale viene importato nel modello, provocando dei cambiamenti nei parametri del sistema, dovuti ad esempio alle effettive perdite di carico, calcolate nel dimensionamento, o ai nuovi valori dei pinch point, non corrispondenti a quelli ipotizzati precedentemente.
• Scambiatore di recupero dei gas di scarico della microturbina
Come scritto in precedenza, la migliore configurazione per effettuare lo scambio termico tra il fluido primario (gas di scarico della microturbina) e il fluido termovettore (Therminol- 66) consiste in uno scambiatore a batterie alettate, ma non essendo questo disponibile nella banca dati di Aspen EDR, si è deciso di simulare il dispositivo con uno Shell&Tube controcorrente provvisto di tubi alettati. Convertito il modello dello scambiatore in Rigorous
Shell&Tube, è stata quindi scelta la configurazione X-Crossflow (TEMA) per il mantello,
senza diaframmi, con tubi radiali alettati con 550 alette per metro. Per effettuare il dimensionamento dello scambiatore, è stato inoltre necessario impostare i coefficienti di fouling, pari a 0,0004 m2K/W sia per i gas che per l’olio.
La configurazione ottimale è risultata del tipo BXM (con piastra tubiera fissa sia all’estremità anteriore, con copertura integrale, sia all’estremità posteriore), a 6 passaggi lato tubi, con fluido termovettore circolante nei tubi e fluido sorgente nel mantello. Lo scambiatore è composto da 546 tubi di 12,7 mm di diametro esterno (1/2 pollice) e 5850 di lunghezza e da un mantello di diametro esterno di 801 mm. Il layout dello scambiatore e i profili di temperatura sono mostrati in Figure 6.4 e 6.5, mentre il TEMA Sheet completo di tutte le informazioni si trova nella Tavola I, in Appendice.
56
Figura 6.5: Profili di temperatura nello scambiatore primario
• Evaporatore dell’ORC
Impostato il modello Rigorous Shell&Tube e i coefficienti di fouling, pari a 0,0004 m2K/W,
sia per il fluido termovettore, sia per il fluido organico, la configurazione ottimale è risultata un BEM, a singolo passaggio, con piastra tubiera fissa sia all’estremità anteriore che quella posteriore, con fluido termovettore circolante nei tubi e il fluido organico nel mantello. Lo scambiatore è composto da 744 tubi di diametro esterno 12,7 mm e lunghezza 6000 mm e da un mantello di 508 mm di diametro esterno, con 11 diaframmi. Il layout dello scambiatore e i profili di temperatura sono mostrati in Figure 6.6 e 6.7, mentre per informazioni più dettagliate si può osservare il TEMA Sheet completo nella Tavola II dell’Appendice.
57
Figura 6.7: Profili di temperatura dell'evaporatore dell'ORC
• Rigeneratore dell’ORC
Impostato il modello Rigorous Shell&Tube e il coefficiente di fouling del fluido organico, la configurazione ottimale è risultata un BEM, a singolo passaggio, con piastra tubiera fissa sia all’estremità anteriore che quella posteriore, con il fluido organico caldo circolante nel mantello e quello in uscita dalla pompa, nei tubi. Lo scambiatore è composto da 96 tubi di diametro esterno 16 mm e lunghezza 4050 mm e da un mantello di 273,05 mm di diametro esterno, con 8 diaframmi. Il layout dello scambiatore e i profili di temperatura sono mostrati in Figura 6.8 e 6.9, mentre per informazioni più dettagliate si può osservare il TEMA Sheet completo nella Tavola III dell’Appendice.
58
Figura 6.9: Profili di temperatura del rigeneratore dell'ORC
• Condensatore dell’ORC
Per assicurare il corretto funzionamento del condensatore anche in situazioni di off- design, il dimensionamento è stato effettuato ponendosi nelle peggiori condizioni di esercizio. Essendosi presentati comunque problemi di condensazione durante le simulazioni, si è deciso di sovradimensionare ulteriormente il condensatore, raddoppiando la portata dell’acqua refrigerante elaborata, dimezzando il salto di temperatura tra ingresso e uscita, rispetto a quello imposto nel codice di ottimizzazione implementato in MATLAB. Questo ha portato ad un forte aumento del sottoraffreddamento, condizione generalmente svantaggiosa, ma che, nel caso in questione, permette un maggiore sfruttamento della sorgente, con conseguente incremento di efficienza e produzione.
Impostato il modello Rigorous Shell&Tube e i coefficienti di fouling, pari a 0,0004 m2K/W
per il fluido organico e 0,0002 m2K/W per l’acqua, la configurazione ottimale è risultata un
BEM, a passaggio singolo, con piastra tubiera fissa sia all’estremità anteriore che quella posteriore, con il fluido organico circolante nel mantello e l’acqua nei tubi. Lo scambiatore è composto da 193 tubi di diametro esterno 19.05 mm (3/4’’) e lunghezza 6000 mm e da un mantello di 406,4 mm di diametro esterno, con 8 diaframmi. Il layout dello scambiatore e i profili di temperatura sono mostrati in Figure 6.10 e 6.11, mentre per informazioni più dettagliate si può osservare il TEMA Sheet completo nella Tavola IV dell’Appendice.
59
Figura 6.10: Setting plan e layout dei tubi del condensatore dell'ORC
Figura 6.11: Profili di temperatura del condensatore dell'ORC
6.1.2. Pompe
Non avendo a disposizione le curve di funzionamento delle pompe, generalmente fornite dal costruttore, è stato possibile determinarle direttamente all’interno di Aspen HYSYS, attraverso il comando Generate Curves. Definite la portata volumetrica del fluido, la prevalenza e l’efficienza isoentropica nel punto di progetto, il programma è in grado di tracciare un andamento realistico dell’efficienza e della prevalenza della pompa in funzione della portata volumetrica, per tre diverse velocità di rotazione (Figura 6.12, 6.13 e 6.14). Generate le curve, attraverso l’opzione Use Curves, il software effettua il dimensionamento della pompa, ricalcolando l’efficienza e la velocità di rotazione nominali effettive.
La potenza richiesta dalla pompa viene determinata tramite la seguente espressione: 𝑊𝑝𝑢𝑚𝑝 = 𝑄𝑣̇ 𝜌 𝑔
𝐻𝑝 𝜂𝑝
60 dove:
• 𝑄𝑣̇ è la portata volumetrica del fluido;
• 𝜌 è la densità del fluido in ingresso alla pompa; • 𝑔 è l’accelerazione gravitazionale;
• 𝐻𝑝 =∆𝑝𝑝
𝜌𝑔 è la prevalenza della pompa, con ∆𝑝𝑝 la differenza di pressione tra ingresso
e uscita della pompa;
• 𝜂𝑝 è l’efficienza isoentropica della pompa.
Figura 6.12: Curva di prevalenza della pompa del ciclo ORC
61
Figura 6.14: Curva di prevalenza e di efficienza della pompa di circolazione del loop dell'olio
6.1.3. Espansore
Date le pressioni, la portata e la potenza in gioco, la tipologia di espansore che meglio si adatta a questo impianto risulta essere una turbina radiale centripeta monostadio, considerando anche le maggiori efficienze garantite e il maggior consolidamento sul mercato rispetto agli espansori volumetrici.
Nella prima fase della costruzione del modello della turbina in Aspen HYSYS, inseriti i parametri progettuali richiesti, quali temperature, pressioni e rendimento isoentropico della macchina, il software ha determinato la potenza prodotta dal dispositivo nel punto di design. Successivamente è stato eseguito il dimensionamento della macchina tramite l’introduzione della curva di prestazione, inserita sotto forma di tabella contenente portate massiche, prevalenze ed efficienze isoentropiche in off-design, in modo che, al variare delle condizioni, vari il punto di funzionamento della turbina. Per un espansore la prevalenza viene definita come il rapporto tra il salto entalpico isoentropico in turbina e l’accelerazione gravitazionale:
𝐻𝑒𝑥𝑝=
∆ℎ𝑖𝑠𝑒𝑥𝑝 𝑔
La legge dell’ellisse di Stodola è in grado di fornire un metodo matematico per la predizione delle pressioni delle turbine in condizioni di off-design, necessaria per la determinazione delle prevalenze. Tale metodo è stato sviluppato per turbine multistadio, ma è applicabile, con le dovute modifiche, anche nel caso di un numero ridotto di stadi
62 (monostadio incluse) e in condizioni di bloccaggio (choking) [46] [47]. La legge di Stodola consente di assimilare il comportamento di interi gruppi di stadi di una turbina a quello di un singolo ugello, affermando che, per ogni gruppo i, per un’espansione non controllata, con pressione finale fissata e aree di flusso nell’ugello costanti, si ha:
𝛷𝑖 ∝ √1 − (𝐵𝑖 𝑃𝑖)
2
dove 𝐵𝑖 indica la pressione statica a valle del gruppo di espansione, 𝑃𝑖 quella totale a monte e 𝛷𝑖 il coefficiente di flusso, definito come:
𝛷𝑖 = 𝑚̇𝑖 √𝑃𝑖
𝑣𝑖
con 𝑚̇ la portata che attraversa la turbina e 𝑣𝑖 𝑖 il volume specifico nella sezione a pressione 𝑃𝑖. La proporzionalità, matematicamente valida per un numero di stadi infinito, condizione in cui non si verifica bloccaggio sonico, può essere rappresentata come un’ellisse nel piano 𝐵/𝑃 − 𝛷 (Figura 6.15).
Figura 6.15: Ellisse di Stodola per un numero infinito di stadi (non bloccati sonicamente) [47]
Rappresentando le ellissi per vari valori di pressione a monte, si ottiene il cono di Stodola, come mostrato in Figura 6.16.
63
Figura 6.16: Cono di Stodola [48]
Per determinare l’espressione con cui ricavare le pressioni a monte dei gruppi di espansione, se non si raggiungono le condizioni soniche, la relazione di proporzionalità può essere riformulata come:
𝛷𝑖 𝛷𝑖𝑑 = √1 − (𝐵𝑖 𝑃𝑖) 2 √1 − (𝐵𝑖𝑑 𝑃𝑖𝑑) 2
dove il pedice d si riferisce alle condizioni di design. Da questa si ricava: 𝑃𝑖 =
𝐵𝑖 √1 − 𝛷𝑖2𝑌𝑖𝑑
dove 𝑌𝑖𝑑 è la costante di Stodola, fissa al variare del carico, pari a: 𝑌𝑖𝑑 = 𝑃𝑖𝑑
2 − 𝐵 𝑖𝑑2
𝑃𝑖𝑑2𝛷𝑖𝑑2
Sostituito il coefficiente di flusso all’interno dell’espressione di 𝑃𝑖, si ottiene:
𝑃𝑖 =
𝑚̇ 𝑣𝑖2 𝑖𝑌𝑖𝑑+ √𝑚̇ 𝑣4𝑖 𝑖2𝑌𝑖𝑑2 + 4𝐵𝑖2
̇
2
Queste espressioni non sono valide nel caso di turbine con numero di stadi limitato; infatti, come dimostrato da Mallinson e Lewis [49], al diminuire del numero di stadi, le condizioni soniche vengono raggiunte più velocemente, ovvero ad un minore rapporto di pressioni 𝑃/𝐵 (Figura 6.17).
64
Figura 6.17: Effetto del numero di stadi sul raggiungimento delle condizioni soniche [47]
In questo caso, Csanady [50] suggerisce di definire un coefficiente di flusso relativo al blocco sonico Ф, pari al rapporto tra il coefficiente di flusso 𝛷 e il valore 𝛷∗, dove uno o più stadi del gruppo raggiungono le condizioni soniche, corrispondenti al rapporto delle pressioni critico del gruppo di espansione, a. Quest’ultimo è definito dalla seguente espressione:
𝑎 = (𝜁 𝑟𝑛∗)𝑛
dove
• n è il numero di stadi del gruppo;
• 𝜁 è il fattore di perdita del rapporto di pressione, leggermente minore di 1, che tiene conto del fatto che l’espansione reale non è isoentropica;
• 𝑟∗ èil rapporto critico delle pressioni nell’ugello, pari a 𝑟∗= 𝐵𝐶
𝑃 = ( 2 𝑘+1) 𝑘 𝑘−1 nel caso di gas ideali, dove 𝐵𝑐 corrisponde alla pressione in cui si verificano le condizioni soniche e k all’esponente dell’espansione isoentropica.
In Figura 6.18 viene mostrata la costruzione della forma dell’ellisse di Stodola, nel caso in cui si raggiungano le condizioni soniche.
65
Figura 6.18: Costruzione della forma dell’ellisse di Stodola per numero di stadi finiti, con raggiungimento delle condizioni soniche [47]
La precedente ellisse, valida per un numero infinito di stadi, assume nel piano 𝐵/𝑃 − 𝛷, la forma di una circonferenza, dove Z è una variabile surrogata:
Ф = √1 − 𝑍2
Ruotando la circonferenza di un angolo 𝜃 e proiettandola nuovamente sul piano, si ottiene la forma dell’ellisse di Stodola valida per un numero di stadi finito, che termina a distanza a dall’origine, dove si verifica il blocco sonico:
𝑍 = 1 −(1 − 𝑋)𝑐𝑜𝑠𝜃 𝑐𝑜𝑠𝜃 = 1 − 𝑎
Ф = √1 − (𝐵 − 𝑃𝑎𝑃 − 𝑃𝑎)
2
Una volta raggiunte le condizioni soniche, il coefficiente Ф rimane costante al diminuire del rapporto 𝐵/𝑃.
66 Ф Ф𝑑 = 𝛷 𝛷𝑑 = √1 − (𝐵 − 𝑃𝑎𝑃 − 𝑃𝑎)2 √1 − (𝐵𝑑− 𝑃𝑑𝑎 𝑃𝑑− 𝑃𝑑𝑎) 2
prendendo in considerazione il caso di una turbina monostadio, per la quale 𝜁 e n sono unitari (𝑎 =𝐵𝑐
𝑃 = ( 2 𝑘+1)
𝑘
𝑘−1) , si possono quindi determinare le espressioni della pressione in off-
design a monte della turbina, sia nel caso di moto subsonico: 𝑃 =𝐷 + √𝐷 2+ 4(1 − 2𝑎)𝐵2 2(1 − 2𝑎) con 𝐷 = 𝑚̇ 𝑣2 𝑌𝑑 − 2𝑎𝐵 𝑌𝑑 = (𝑃𝑑 − 𝑃𝑑𝑎) 2− (𝐵 𝑑− 𝑃𝑑𝑎)2 𝑃𝑑2𝛷𝑑2 sia nel caso di moto supersonico:
𝑃 = 𝑃𝑑( 𝑚̇ 𝑣2 𝑚𝑑 ̇ 𝑣2 𝑑 )
valida quando la pressione calcolata verifica la relazione 𝐵/𝑃 < 𝑎.
A causa delle difficoltà riscontrate nel calcolo, nello studio corrente è stata effettuata la scelta di mantenere costanti sia la pressione a valle che la temperatura a monte della turbina, pari ai valori di design (𝐵=2,4 bar; 𝑇𝑖𝑛=160,9 °C). Fissata la pressione a valle, per bassi valori della pressione a monte 𝑃, tali per cui 𝐵/𝑃 > 𝑎, ovvero 𝑃 < 𝐵/𝑎, si è in condizioni operative subsoniche, mentre per valori della pressione a monte, tali per cui 𝑃 > 𝐵/𝑎, si è nel caso supersonico (Figura 6.19).
67 Nel caso di gas perfetti, con esponente adiabatico 𝑘 costante, il rapporto delle pressioni critico è costante e si calcola come:
𝑎 = ( 2 𝑘 + 1)
𝑘 𝑘−1
Questa espressione non è valida nel caso di fluidi organici, non assimilabili a gas perfetti, per cui 𝑎 è stato calcolato come il rapporto tra la pressione corrispondente al valore unitario di Mach, ricavata determinando la velocità del fluido e la velocità del suono nel fluido punto per punto lungo l’ugello, e la pressione di design a monte della turbina. Il valore ottenuto, pari a 0,64, varia leggermente al diminuire della pressione a monte della turbina, ma l’errore che si effettua nell’ipotizzarlo costante è trascurabile. Noto il valore del rapporto critico e fissata la pressione a valle della turbina, si può dedurre come, nel caso studiato, la turbina operi solo in condizioni di flusso supercritico, dato che per rientrare nel caso di moto subcritico, la pressione a monte dovrebbe essere minore di 𝐵/𝑎 = 3,75 bar, condizione di funzionamento irrealizzabile per l’impianto. Per determinare le pressioni a monte della turbina in condizioni di off-design è stata, quindi, utilizzata l’espressione del coefficiente di flusso costante (Figura 6.20), considerando soltanto l’intervallo delle pressioni a monte in cui, fissata la pressione a valle di design, l’impianto possa garantire prestazioni accettabili. Calcolate le pressioni a monte e ipotizzate, sia la temperatura a monte, sia la pressione a valle, costanti, è stato possibile determinare le entalpie di inizio e di fine espansione isoentropica e di conseguenza le prevalenze in condizioni di off-design, necessarie per il dimensionamento della turbina in Aspen HYSYS.
68 Al variare della portata elaborata, anche l’efficienza isoentropica della turbina subisce delle variazioni rispetto al valore di design. Come suggerito da Manente et al. [52] l’efficienza isoentropica in off-design può essere determinata moltiplicandone il valore in condizioni di design per opportuni coefficienti correttivi, che tengono conto della variazione del salto entalpico, tramite la variazione del rapporto tra la velocità periferica 𝑢 e la spouting velocity 𝑐0 = √2 ∆ℎ𝑖𝑠 , e della variazione della portata elaborata rispetto al valore progettuale (Figura
6.21).
Figura 6.21: Coefficienti correttivi per determinare l'efficienza isoentropica della turbina in off-design [52]
Completato il dimensionamento del sistema, sono state verificate le reali condizioni nominali. In Figura 6.22 viene mostrata la rappresentazione del ciclo di riferimento sul piano T-s, mentre in Tabella 6.1 sono riportati i valori di temperatura e pressione per i punti del ciclo.
69 ORC T[°C] p[bar] 1 15,17 2,32 2 16,81 30,66 2R 49,82 30,65 3 160,93 30,64 4 88,23 2,4 4R 43,13 2,34
Tabella 6.1: Valori di pressione e temperatura dei punti del ciclo ORC di design
Il dimensionamento dei dispositivi effettuato tramite il software Aspen HYSYS ha permesso di realizzare un modello che consentisse di simulare il comportamento dell’impianto proposto nella maniera più accurata possibile, avvicinandosi alle effettive condizioni di funzionamento riscontrabili nella pratica. Tenendo conto del comportamento reale dei componenti, i valori delle grandezze del ciclo organico hanno subito delle variazioni rispetto ai valori determinati, in condizioni ideali, nel codice implementato in ambiente MATLAB. Dalla figura soprastante si evince come la differenza maggiore consista nel forte incremento subito dal grado di sottoraffreddamento, provocato dal sovradimensionamento del condensatore, necessario a garantire il funzionamento dell’ORC anche nelle condizioni operative peggiori, a discapito di costi d’investimento maggiori.
In Tabella 6.2 sono stati riassunti i principali parametri del ciclo Rankine organico.
Parametri ORC
Portata fluido organico[kg/s] 1,488 Potenza espansore [kW] 60,65
Potenza pompa [kW] 4,05
Potenza netta [kW] 56,6
Potenza elettrica netta [kW] 53,35 Rendimento ciclo [%] 13,76 Rendimento globale [%] 7,8
Tabella 6.2: Parametri ORC
6.2. Off-design
Durante il corso dell’anno, l’energia termica disponibile per l’ORC è soggetta alle variazioni aleatorie della portata e della temperatura dei fumi, della richiesta di potenza termica necessaria al mantenimento della temperatura ottimale nei digestori e della temperatura ambiente. I quattro parametri riportati costituiscono le condizioni al contorno del sistema. Ciò implica che l’impianto lavori frequentemente al di fuori delle condizioni