Le macchine termiche, a cominciare dalla macchina a vapore di Watt nel 1781, hanno di
8.6 IL CICLO JOULE - BRYTON
8.6.5 POSSIBILITÀ DI COGENERAZIONE DELLE TURBINE A GAS
Tipicamente per una turbina a gas si hanno le percentuali di energia indicate in Figura 115. L’elevata percentuale di energia nei gas di scarico (67%) lascia intravedere forti possibilità di recupero energetico a temperature variabili fra 400 e 550 °C e quindi ancora interessanti impiantisticamente. Naturalmente occorre evitare che la temperatura finale dei gas di scarico scenda al di sotto dei 120140 °C per evitare il pericolo di condensazione dell’acqua acida.
Le possibilità di cogenerazione delle turbine a gas possono essere schematizzate nelle seguenti:
Recupero termico per uso diretto di processo;
Produzione di fluidi termovettori (ad esempio per il teleriscaldamento) Ciclo combinato turbina a gas – turbina vapore.
Il rapporto C =ET/EE può variare nell’intervallo 1.73.5 per turbine a semplice recupero. La produzione di acqua calda surriscaldata o anche di vapore per tele riscaldamento urbano lascia intravedere interessanti sviluppi per questo tipo di impianti.
In Figura 116 si ha lo schema di impianto per un ciclo combinato gas- vapore con caldaia a recupero per la produzione del vapore acqueo da inviare nella turbina a vapore (che può essere a condensazione, a derivazione, a spillamento o in contropressione a seconda delle esigenze impiantistiche).
Gs di scarico Olio Raffreddamento Lavoro Utile
Figura 115: Bilancio energetico per una turbina a gas
CICLO A GAS CICLO A VAPORE
Compressore Turnina a gas Combustore Caldaia a recupero Turbina a vapore Pompa Condensatore Combustore
Figura 116: Ciclo combinato a gas e a vapore
CICLO A GAS Compressore Turnina a gas Combustore Caldaia a recupero Combustore SEZIONE DI COGENERAZIONE UTENZA TERMICA
In Figura 117 si ha lo schema di ciclo combinato con la possibilità di recupero termico e produzione di vapore. Si possono pensare diverse applicazioni dei cicli combinati negli impianti di termovalorizzazione dei RSU. Infatti, si può gassificare i RSU, alimentare un impianto a gas e poi produrre acqua calda surriscaldata per alimentare una rete di teleriscaldamento.
Un’applicazione del genere è realizzata nel comune di Brescia per la centrale di alimentazione del teleriscaldamento urbano.
8.7 LA MACCHINA DI CARNOT A CICLO INVERSO
Nelle applicazioni di climatizzazione degli ambienti sono molto utilizzate le macchine frigorifere a ciclo inverso e pertanto si vuole qui fornire un breve accenno a questa problematica. Una macchina di Carnot che operi ciclicamente in senso orario, nel diagramma di Figura 13 a sinistra, produce lavoro positivo, cioè opera in modo diretto assorbendo calore dal serbatoio caldo trasformandolo in lavoro e poi cedendo il restante calore al serbatoio freddo.
La stessa macchina può operare anche in senso inverso: assorbe calore dal serbatoio freddo
e lavoro dall'esterno per riversare calore nel serbatoio caldo. In pratica si ha un funzionamento
tipico del ciclo frigorifero con il quale si raffreddano i corpi a spese di energia esterna. Questi cicli sono utilizzati sia per applicazioni industriali che civili.
Nel caso della climatizzazione ambientale questi cicli sono alla base delle macchine di refrigerazione dell’acqua per il condizionamento estivo e per le pompe di calore (vedi nel prosieguo) nelle quali l’effetto utile considerato non è il calore sottratto alla serbatoio freddo (evaporatore) bensì quello ceduto al serbatoio caldo (condensatore).
Ai fini di un più corretto utilizzo delle fonti energetiche la pompa di calore rappresenta un esempio positivo da seguire poiché consente di riequilibrare, quasi, le perdite di trasformazione di energia chimica in energia elettrica (nelle centrali ENEL) e da energia elettrica in energia termica (normali stufe). SERBATOIO CALDO SERBATOIO FREDDO T1 T2 Q2 Q1 L
Figura 118: Ciclo inverso
In Figura 118 é data una rappresentazione schematica di quanto appena detto. Per il ciclo
frigorifero si definisce un coefficiente di effetto utile dato dal rapporto:
2
Q L
[232]
1
Q COP
L
[233]
Risulta il seguente bilancio energetico per il sistema termodinamico della stessa Figura 118:
Q1 Q2 L [234]
e pertanto risulta:
1
COP [235]
Per la macchina di Carnot risulta essere > 1 e quindi COP >2. Per le macchine a ciclo inverso reali si ha > 1 se il lavoro viene fornito dall'esterno sotto forma meccanica (cicli a compressore).
8.8 MACCHINA FRIGORIFERA A COMPRESSIONE DI VAPORI
Il ciclo inverso di Carnot non può essere utilizzato nelle applicazioni pratiche in quanto ciclo
ideale e pertanto si utilizza un ciclo detto a compressione di vapori saturi.
I vapori saturi (cioè vapori in presenza del proprio liquido) hanno la caratteristica di subire le trasformazioni di cambiamento di fase (ebollizione e condensazione) a temperatura e pressione costante. Proprio l'avere le trasformazioni a temperatura costante ha dato l'idea di utilizzare questi fluidi nelle macchine termiche (cicli a vapore e cicli frigoriferi a compressione). In Figura 119 ne é data una rappresentazione schematica. Seguendo lo schema di impianto della stessa figura si ha la compressione del gas (trasformazione CD) poi la condensazione (DA), la laminazione (AB, si tratta di un'applicazione dell'effetto Joule-Thompson) e quindi l'evaporazione (BC). La fase frigorifera é data dall'evaporazione lungo BC, mentre la fase di riscaldamento per il funzionamento a pompa di calore é data lungo la DA.
L'energia esterna é fornita mediante il compressore (trasformazione CD) ed é la fase pagante del ciclo. Per la definizione del coefficiente di effetto utile e del COP si rimanda alle relazioni già indicate in precedenza. A B B C C D D E A EVAPORATORE CONDENSATORE LAMINATORE COMPRESSORE
Q2
Q1
Nel piano di Gibbs si ha la rappresentazione di Figura 120. Si osservi che la laminazione isoentalpica (AB) non è reversibile.
Inoltre si sono rappresentate trasformazioni reversibili di compressione. Volendo considerare trasformazioni reali si avrebbe l’andamento della Figura 121.
La compressione CD è ora ad entropia crescente per effetto dell’irreversibilità. Ciò comporta un innalzamento del punto D e un maggior carico per il condensatore che deve smaltire più calore per desurriscaldare (tratto DE) e condensare (tratto EA) il fluido frigorigeno.
Per i cicli inversi non si può definire un rendimento di trasformazione bensì una efficienza data dal rapporto:
_ _
Effetto Ottenuto Energia Spesa
Si possono avere due definizioni di effetti utili a seconda che ci si ponga dal lato della produzione del freddo (quindi l’effetto utile è Q2) o dal lato della produzione del calco (e l’effetto utile è Q1). A B C D E Q1 Q2 L EVAPORATORE CONDENSATORE COMPR ES SO RE LAMIN AZIO NE s T
ZONA DEI VAPORI SATURI
Figura 120: Ciclo frigorifero a compressione nel piano (Ts)
A B C D E Q1 Q2 L EVAPORATORE CONDENSATORE COMPR ES SO RE LAMIN AZIO NE s T
ZONA DEI VAPORI SATURI
Nel primo caso, funzionamento frigorifero, si ha il coefficiente di effetto utile frigorifero dato dal rapporto: 2 Q L [236]
Nel secondo caso, funzionamento a pompa di calore, si definisce il coefficiente di effetto utile
termico (detto anche COP, Coefficient of Performance) dato dal rapporto:
1
' Q
L
[237]
Poiché dal bilancio globale, a regime stazionario, della macchina termica di Figura 119, deve essere:
1 2
Q Q L [238]
allora possiamo dire che:
1 2
' Q Q L 1
L L
[239]
Pertanto nel funzionamento del ciclo inverso a pompa di calore il coefficiente di effetto utile termico risulta, almeno teoricamente, maggiore di 1 rispetto al coefficiente di effetto utile frigorifero. In effetti nel funzionamento a pompa di calore si ha il contributo anche del lavoro L impegnato nel ciclo.
Quest’ultima osservazione rende interessante l’uso dei cicli inversi anche per applicazioni termiche: ad esempio, per il riscaldamento degli edifici si può utilizzare con più congruenza energetica la macchina a pompa di calore ottenendo, per ogni kW di potenza impegnata nel compressore, ’ kW di potenza termica resa.
Nei casi concreti l’efficienza della macchina a ciclo inverso dipende da quella delle batterie di scambio del condensatore e dell’evaporatore. Poiché questa efficienza è maggiore quando il fluido di scambio è in forma liquida, rispetto al caso di scambio fra gas, allora si hanno, per le applicazioni impiantistiche usuali, le seguenti tipologie di macchine:
TIPOLOGIA DI SCAMBIO EFFICIENZAFRIGORIFERA
Acqua - Acqua 35
Acqua – Aria 34
Aria – Acqua 34
Aria - Aria 1.5-3.0
Tabella 18: Efficienze frigorifere per varie tipologie di scambio
Nella precedente tabella la dizione Acqua – Acqua si intende per fluido di lavoro acqua nell’evaporatore e acqua nel condensatore, cioè si tratta di un frigorifero che raffredda acqua e che è raffreddato (al condensatore) con acqua. Analoghe considerazioni vanno fatte per le altre tre configurazioni di scambio.
Si osservi come lo scambio Acqua – Acqua sia molto efficiente e che è, quindi, impiantisticamente conveniente. Purtroppo per questi tipi di scambio occorre avere anche acqua a ciclo continuo per la refrigerazione al condensatore, cosa non sempre possibile.
Pertanto si usano spesso macchine con raffreddamento ad aria e cioè con condensatori nei quali il fluido frigorigeno è raffreddato con scambio con aria ambiente mediante ventole per la circolazione forzata.
Data la limitatezza del Corso non si possono approfondire tutti gli aspetti impiantistici dei cicli frigoriferi.
La Tecnica del Freddo si interessa con il dovuto approfondimento di questi argomenti e ad essa si rimanda per altre informazioni. Va qui detto che spesso si utilizzano cicli a compressione multipla, come indicato in Figura 122, per evitare il raggiungimento di temperature elevate a fine fase compressione.
Il raffreddamento intermedio (intercooler) consente di ottenere una temperatura finale, dopo il raggiungimento della pressione del condensatore, notevolmente inferiore rispetto al caso di compressione unica.
La fase di laminazione penalizza il ciclo frigorifero perché riduce la fase utile di evaporazione BC.
Allora si può utilizzare la tecnica del sottoraffreddamento dopo il condensatore in modo che il punto finale di laminazione si sposti verso sinistra e quindi la fase BC si incrementi. In Figura 123 si ha un esempio di sottoraffreddamento: il punto finale B è ora più spostato a sinistra rispetto al punto B’ senza sottoraffreddamento. Il guadagno di effetto utile è pari ad r.xBB’ ove r è il calore di vaporizzazione del fluido frigorigeno e xBB’ è la differenza di titolo fra i punti B’ e B.
Poiché il sottoraffreddamento richiede che la temperatura all’uscita dal condensatore sia inferiore rispetto a quella del punto A, si rende necessario avere un fluido di raffreddamento a temperatura inferiore a quella corrispondente al punto F.
A B C D E Q1 Q2 L EVAPORATORE CONDENSATORE