Capitolo 6: Impianto di propulsione proposto
6.3 Scelta motori a combustione interna
Procedendo con il calcolo della potenza meccanica al freno complessiva richieste dai motori, mediante l’equazione 6.4, si ottengono due curve; una riferita alla stagione estiva e una a quella invernale.
I risultati in Figura 6.3 sono stati calcolati utilizzando i seguenti rendimenti:
• 𝜂𝑅 = 1.034 Efficienza relativa rotativa [25] (considerata costante al variare della velocità);
• 𝜂𝑒𝑚 = 0.97 Rendimento motore elettrico;
• 𝜂𝐷𝐶/𝐴𝐶 = 𝜂𝐴𝐶/𝐷𝐶 = 0.99 Rendimento invertitore e raddrizzatore;
• 𝜂𝑎𝑙𝑡 = 0.97 Rendimento alternatore.
Figura 6.3 – Potenza al freno estiva e invernale
quella per cui si ottenga un rendimento maggiore. Tale sistema, se adeguatamente frazionato, porta ad ottenere dei rendimenti alti per un range di velocità ampio.
La scelta di due motori è quindi esclusa per via della bassa flessibilità che renderebbe il sistema poco costoso, ma con vantaggi molto ridotti. Al contrario una centrale elettrica composta da quattro MCI renderebbe il sistema molto flessibile, ma i vantaggi generati da tale configurazione sarebbero annullati dal costo ingente che hanno quattro motori distinti.
Infatti, i costi dei MCI per unità di potenza sono inferiori tanto più è grande la taglia del motore. La scelta ottimale, dopo una breve analisi, risulta essere quella per cui si hanno tre motori a combustione interna.
Per i motori si è considerato un Engine Margin del 10%, per cui la potenza meccanica richiesta totale della centrale elettrica installata a bordo risulta essere circa 43 MW.
Dalla Tabella 4.4, che riporta il carico hotel nelle varie condizioni, si può notare che in porto è necessaria una potenza elettrica pari a 2886 kW che, trasformata in potenza meccanica tramite la catena dei rendimenti, risulta essere:
𝑃𝐵 ℎ𝑜𝑡𝑒𝑙 = 𝑃𝑒𝑙
𝜂𝐷𝐶/𝐴𝐶 𝜂𝐴𝐶/𝐷𝐶 𝜂𝑎𝑙𝑡 = 3036 𝑘𝑊 (6.5)
Tale potenza è relativamente bassa per essere alimentata da uno dei tre motori principali perciò si è deciso di prevedere l’installazione di due motori di taglia più ridotta. La scelta è ricaduta su due motori del tipo Bergen della Rolls - Royce da 9 cilindri che abbiano una potenza al freno di 2.43 MW ciascuno. Tali motori sono pensati per essere utilizzati anche per la propulsione durante la navigazione essendo il loro rendimento soddisfacente.
I restanti 38 MW si è deciso di suddividerli in tre motori MAN della Wӓrtsilӓ rispettivamente da 14 MW e due da 12 MW. In questo modo, con una centrale elettrica composta da cinque motori a combustione interna si ottiene un buon compromesso tra flessibilità e costo dell’impianto di propulsione.
6.3.1 Motore MAN 51 / 60DF
I motori di taglia maggiore, destinati ad alimentare elettricamente la propulsione e i carichi di bordo, sono stati scelti, come già anticipato, del tipo dual fuel e 4T. Tali motori possono funzionare in due differenti configurazioni.
1) ‘’Diesel Mode’’ se questi utilizzano il ciclo Diesel;
2) ‘’Natural Gas mode’’ se la combustione avviene mediante il ciclo Otto.
Per quanto riguarda lo studio in questa tesi, si è deciso di analizzare il funzionamento per la seconda configurazione. In questa modalità, nel cilindro viene iniettata una miscela di aria e natural gas ad una pressione di circa 4 - 5 bar nel collettore di aspirazione del motore.
Il cilindro dal punto morto inferiore (PMI) si muove verso il punto morto superiore (PMS), comprimendo la miscela aria - combustibile. Al termine della fase di compressione, al momento opportuno (per massimizzare il rendimento del ciclo termodinamico) viene iniettata una quantità ridotta di combustibile di tipo Diesel raffinato (MDO), chiamata anche fiamma pilota, la cui quantità si aggira intorno all’1% della massa di combustibile principale. L’accensione spontanea del gasolio dell’iniezione pilota provoca la conseguente combustione del natural gas. Il sistema biella manovella traferisce quindi lavoro utile all’albero a gomiti e in una successiva corsa si ha lo scarico dei fumi attraverso il collettore di scarico. L’intero processo, formato da quattro giri completi della biella, si ripete come raffigurato nelle Figure 6.4 e 6.5.
Figura 6.4 – Le quattro fasi del ciclo Otto. Ognuna composta da circa mezzo giro della biella
Figura 6.5 – A) Aspirazione, B) Compressione, C) Combustione ed espansione D) Scarico, 1) PMS, 2) PMI
Per la propulsione di tipo meccanico le condizioni di funzionamento del motore a combustione interna (velocità di rotazione e potenza erogata) sono determinati dalla curva di assorbimento dell’elica e il relativo accoppiamento con il motore. Nella propulsione elettrica, come illustrato nel capitolo 3, il numero di giri del motore che alimenta il propulsore è strettamente legato con la frequenza della tensione di alimentazione del motore elettrico. Pertanto, visto che esistono tecnologie che possono modificare tale grandezza, vi è una discreta libertà sulla scelta del ‘’pattern’’ relativo alla combinata elica – motore e spesso si presenta con un valore circa costante del numero di giri del motore in funzione del carico. Per quanto concerne il motore termico, l’obiettivo è restare lontani dai limiti tecnologici di coppia e potenza massima, dal limite del numero di giri di autosostentamento e dalla condizione ‘’fuori giri’’. Inoltre, si possono scegliere punti di funzionamento in cui si ha uno SFOC (Specific Fuel - Oil Consumption) relativamente basso rispetto ad altre zone del diagramma di carico del motore. Bisogna considerare, infine, che
lavorare ad un numero di giri elevato, anche a percentuali di carico del motore basso, consente di avere una migliore reattività dello stesso, rispetto alla combinata conseguente all’accoppiamento meccanico elica - motore.
Per questa classe di motore vi è la modalità a giri variabili, per la quale il costruttore prevede una combinata ‘’potenza – giri’’ ben precisa, in modo da ottimizzare il consumo specifico di combustibile e lavorare in zone in cui il motore abbia prestazioni migliori, senza avere il vincolo di dover tenere i giri costanti.
In Figura 6.6 è riportata la tabella estratta dal project guide relativo ai motori marini MAN 51/60 DF, dove si nota il minor consumo specifico ottenuto scegliendo una configurazione a giri variabili, rispetto ad una a giri costanti, soprattutto in riferimento a percentuali di carico basse.
Figura 6.6 - Estratto del project guide in riferimento a Engine MAN 51/60 DF [26]
Si è scelto di utilizzare la versione da 514 rpm in condizioni di MCR che permette di ottenere 1 MW ad ogni cilindro. In questo modo il motore da 14 MW sarà composto da 14 cilindri, mentre i due MCI da 12 MW ne possederanno 12.
Con la disposizione a L dei cilindri si otterrebbe un rendimento migliore, ma gli spazi occupati dal motore sarebbero eccessivi. La scelta è ricaduta su motori aventi configurazione a V che hanno però una dimensione inferiore in lunghezza.
Come già accennato in precedenza, il motore dual fuel fa uso di due combustibili differenti ad ogni ciclo di combustione: NG e MDO. È importante quindi conoscere le caratteristiche fisiche di questi due combustibili per determinare le prestazioni del motore. In particolare,
si fa riferimento al Potere calorifico inferiore (Hi), ossia l’energia sviluppata da un’unità di massa di combustibile senza tenere conto del calore latente di evaporazione dell'acqua generata durante la combustione.
Potere calorifico inferiore HiNG [kj/kg] 49000 HiMDO [kj/kg] 42700
Tabella 6.2 – Potere calorifico inferiore dei combustibili utilizzati
Il rendimento del motore termico è definito come il rapporto tra la potenza utile e la sommatoria delle potenze associate ai differenti combustibili bruciati, ossia:
𝜂𝑒 = 𝑃𝐵
∑ 𝑚𝑓̇ 𝐻𝑖 (6.6)
Il valore del rendimento può essere calcolato ad ogni percentuale di carico del motore e assumerà valori differenti in quanto lo SFOC è dipendente dal punto di funzionamento nel diagramma del motore e quindi dalla percentuale di carico.
Figura 6.7 – Consumo specifico del motore (LNG + fiamma pilota)
La portata massica di un combustibile è definita come il prodotto della potenza erogata al freno e il consumo specifico associato al combustibile (Figura 6.7).
𝑚𝑓̇ =𝑃𝐵 𝑆𝐹𝑂𝐶 3600 [𝑘𝑔
⁄ ] (6.7) 𝑠
Da queste considerazioni si può calcolare il rendimento del motore al variare della percentuale di carico considerata.
Motore MAN da 14 MW
Carico 25% 50% 75% 85% 100%
PB [kW] 3500 7000 10500 11900 14000
SFOC [kj/kWh] 8038 7572 7455 7472 7435
SFOC NG [kg/kWh] 0.1640 0.1545 0.1521 0.1525 0.1517
ṁf [kg/s] 0.16 0.30 0.44 0.50 0.59
SFOC pilot [kg/kWh] 0.0120 0.0044 0.0027 0.0023 0.0020 ṁf pilot [kg/s] 0.0117 0.0086 0.0079 0.0076 0.0078
ηe 0.4210 0.4639 0.4755 0.4755 0.4787
Tabella 6.3
Motore MAN da 12 MW
Carico 25% 50% 75% 85% 100%
PB [kW] 3000 6000 9000 10200 12000
SFOC [kj/kWh] 8038 7572 7455 7472 7435
SFOC NG [kg/kWh] 0.1640 0.1545 0.1521 0.1525 0.1517
ṁf [kg/s] 0.14 0.26 0.38 0.43 0.51
SFOC pilot [kg/kWh] 0.0120 0.0044 0.0027 0.0023 0.0020 ṁf pilot [kg/s] 0.0100 0.0073 0.0068 0.0065 0.0067
ηe 0.4210 0.4639 0.4755 0.4755 0.4787
Tabella 6.4
Figura 6.8
Si nota dalle Tabelle 6.3 e 6.4 che i rendimenti dei motori risultano essere identici. Questo deriva dal fatto che i consumi specifici non cambiano con la taglia del motore (vedi Figura 6.6).
6.3.2 Motore Bergen C26:33L
I motori di taglia più piccola sono stati scelti con alimentazione a natural gas. È stata scelta, anche in questo caso, la configurazione a giri variabili in modo da ottenere un rendimento migliore per i carichi più bassi.
Dal catalogo si è scelto il motore Bergen C26:33L da 9 cilindri che permette di ottenere, come già accennato, una potenza, in condizioni di MCR, di 2430 kW ad un numero di giri pari a 1000 rpm [26].
Figura 6.9 – Disegno e dimensioni principali del motore
Bergen C26:33L Figura 6.10 – Caratteristiche fondamentali del motore Bergen C26:33L
Oltre ai dati principali riportati nelle Figure 6.9 e 6.10, è noto il consumo specifico di calore del motore per la configurazione ‘’giri variabili’’ (Figura 6.11).
Figura 6.11 – Consumi e numero di giri per la configurazione a giri variabili
Con i dati dei consumi specifici di energia si procede, come per i motori MAN, alla determinazione del rendimento del motore Bergen.
Motore Bergen da 2.43 MW
Carico 25% 50% 75% 85% 100%
PB [kW] 607.5 1215 1822.5 2065.5 2430
SFOC NG [kj/kWh] 8503 7855 7630 7590 7550
SFOC NG [kg/kWh] 0.1735 0.1603 0.1557 0.1549 0.1541
ṁf [kg/s] 0.03 0.05 0.08 0.09 0.10
ηe 0.4234 0.4583 0.4718 0.4743 0.4768
Tabella 6.5
In Figura 6.12 si rappresentano i rendimenti del motore MAN in riferimento a quello dei motori di tipo Bergen, entrambi a giri variabili.
Figura 6.12 – Confronto dei rendimenti dei motori scelti
Con tale confronto si dimostra che i Bergen hanno un rendimento tale da poter essere utilizzati anche per la propulsione, nonostante la loro taglia ridotta. Si può notare come, nel caso di assenza di recuperi, i motori Bergen abbiano un rendimento maggiore rispetto ai motori di taglia superiore a carichi inferiori al 35%, mentre nei restanti casi siano inferiori, ma comunque in misura ridotta.