8.3.1
Implementazione modello su software Aspen HYSYS
La terza architettura d’impianto propone l’integrazione dei sottosistemi ORC, MED e di una macchina frigorifera ad assorbimento, alla quale d’ora in avanti ci si riferirà con la sigla ARC (Ab- sorption Refrigeration Cycle).
Il metodo di implementazione dei sottosistemi nell’ambiente HYSYS è analogo a quello adottato per i precedenti schemi impiantistici, con la differenza che sono state adottate soluzioni diverse per simulare il funzionamento della macchina di assorbimento. Poichè una macchina ad assor- bimento è un dispositivo dotato di una certa compattezza costruttiva, questa viene inserita nel modello HYSYS senza modificarne la natura e la soluzione costruttiva. Al fine di non alterare il principio di funzionamento della macchina ad assorbimento non sono previste delle modifiche di questa e l’integrazione di questa all’interno dell’impianto trigenerativo avviene ponendo il genera- tore/concentratore del Chiller in disposizione seriale fra il boiler dell’ORC e il primo effetto del MED. In virtù di quanto detto non è necessario simulare l’intero funzionamento della macchina ad
assorbimento, è sufficiente tenere conto del vincolo impiantistico legato alla sottrazione di calore dal fluido termovettore da parte della sezione di separazione LiBr - H20. Questo processo chimico-fisico può essere schematizzato su HYSYS semplicemente inserendo un elemento Cooler che sottragga calore al fluido termovettore, veicolandolo alla sezione della macchina ad assorbimento preposta a ricevere l’input termico. Attraverso la definizione del coefficiente di prestazione della macchina frigorifera è possibile definire la quantità di calore da immettere a partire dalla potenza frigorifera che si desidera installare.
Si precisa che la macchina ad assorbimento lavora seguendo un preciso ciclo di funzionamento corrispondente a specifici livelli termici e precisi valori di concentrazione, i quali vanno rispettati al fine di scongiurare inconvenienti come la cristallizzazione del sale di bromuro di litio. Rife- rendosi a quanto è stato affermato nel capitolo 6 si ricorda che la macchina ad assorbimento a singolo stadio acqua-LiBr presenta nella sezione di evaporazione una temperatura compresa tra 2 e 5 °C e richiede che il fluido termovettore immesso nel concentratore sia a temperature tali da permettere la separazione del vapore acqueo dalla soluzione di bromuro litio secondo i valori di progetto. In genere si richiede che le temperature di ingresso siano superiori ai 110 °C e che quelle di uscita siano superiori ai 100°C in modo da permettere il corretto funzionamento del generatore [52]. Per correlare potenza termica del generatore e potenza frigorifera installata si è utilizzato
Figura 8.9: ARC - HYSYS
un COP pari a 0,78, valore conforme a quelli di targa dei modelli commerciali di ARC (si ha un range 0,75 - 0,85 per le macchine ad assorbimento LiBr a singolo studio). L’architettura III non presenta l’integrazione dei condensatori dei sottosistemi ORC e ARC in quanto, come affermato nel capitolo 8, l’ARC è di per sè una struttura compatta e ottimizzata e sarebbe controproducente prevedere un condensatore condiviso. Analogamente a quanto avviene nelle architetture descritte in precedenza il mezzo con cui interagiscono i condensatori di ORC e ARC è l’acqua di mare. Ciò permette di realizzare dispositivi con temperature di condensazione minori di quelle che si avrebbero nell’utilizzare come mezzo di scambio termico l’aria dell’ambiente, la quale nelle fasce climatiche in esame raggiunge valori ben più alti di quelli dell’acqua di mare, senza tener conto del fatto che il coefficiente di scambio termico globale nei sistemi raffreddati ad aria è nettamente più
basso di quello nei sistemi raffreddati a liquido, così che a parità di potenza termica da smaltire l’area di scambio per sistemi raffreddati ad aria è sensibilmente maggiore con incremento dei costi di installazione.
8.3.2
Ottimizzazione e analisi risultati
Il processo di ottimizzazione seguito è il medesimo adottato relativamente alle altre due architet- ture. In esso si cerca di ottimizzare la struttura massimizzando il rendimento exergetico definito considerando come exergia prodotta nel MED, il flusso di exergia associato all’acqua dissalata prodotta. Nel fare ciò sono stati variati i seguenti parametri:
• pressione di evaporazione dell’ORC;
• temperatura di outlet dal boiler dell’ORC dell’HTF;
• portata di fluido organico nell’ORC;
• temperatura di surriscaldamento del fluido organico nell’ORC;
mentre sono state inserite le seguenti Constraint Functions di vincolo:
• Pinch Point minimo negli scambiatori di calore pari a 5 °C;
• taglie dei sottositemi vincolate a variare entro un range ridotto (+/- 10 kW) (si ricorda che l’algoritmo BOX non consente di imporre l’uguaglianza nelle Constraint Functions).
• massimo grado di surriscaldamento pari a 30 °C;
• temperature del fluido termovettore a cavallo del generatore dell’ARC superiori ai 100 °C;
Analogamente a quanto fatto nelle sezioni precedenti si riportano i risultati dell’analisi preliminare della struttura (con le stesse taglie di prima analisi) eseguite valutando i sette fluidi organici pro- posti. Si ricorda ancora una volta che ognuno dei sette casi studio è stato simulato e ottimizzato massimizzando il valore del rendimento exergetico di tipo A. Dall’analisi preliminare dell’architet- tura III si può notare un netto trend di crescita dei coefficienti di prestazione termodinamici rispetto all’architettura II e una lieve crescita rispetto all’architettura I. Ciò è imputabile principalmente al fatto che l’ORC nell’architettura non è sovradimensionato al fine di alimentare direttamente (arch. II) o indirettamente (arch. I) il Chiller, ma è strutturato in modo tale che tutto il calore recuperato nel boiler viene utilizzato per produrre energia elettrica, perciò si ha una ridotta produzione entro- pica nel boiler dell’ORC in quanto per produrre 1000 kW netti di energia elettrica è necessaria una
R245fa R245ca Ciclopentano R600 R601 R601a R365mfc Wnet [kW] 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1000 WORC [kW] 1084 1051 1040 1142 1082 1052 1044 Δhturb [kJ/kg] 41,27 41,05 88,89 80,02 83,23 77,35 41,83 peva,ORC [bar] 24,08 17,98 9,356 28,23 13,3 16,76 14,75 pcond,ORC [bar] 2,505 1,733 0,7398 3,785 1,157 1,515 1,006 mORC [kg/s] 26,26 25,6 11,7 14,27 13,01 13,6 24,21 mHTF [kg/s] 77,2 77,02 75,10 79,01 70,5 74,53 78,17 QORC [kW] 5954 6190 5751 6238 5777 5715 5703 Qgen [kW] 1180 1180 1180 1180 1180 1180 1180 Qf [kW] 923,9 923,9 923,9 923,9 923,9 923,9 923,9 QMED [kW] 7126 7126 7126 7126 7126 7126 7126 Qneed,total [kW] 14260 14496 14057 14544 14083 14021 14009 U [-] 0,6936 0,6801 0,7034 0,6762 0,4633 0,7051 0,7058 ηII,A [-] 0,2355 0,2376 0,2398 0,2401 0,2534 0,2545 0,2375 ηII,B [-] 0,4272 0,4249 0,4365 0,4145 0,4398 0,4381 0,4182 ηelett [-] 0,182 0,1698 0,179 0,1748 0,1802 0,1841 0,1831
minor portata di fluido organico, con conseguente minor potenza termica richiesta e minor produ- zione entropica. Tuttavia, questo trend di calo della portata di fluido organico circolante comporta una leggera crescita dei salti entalpici da smaltire nell’espansore dinamico, con conseguente au- mento delle dimensioni di questi. Per i parametri di esercizio dell’impianto poligenerativo che sono stati fissati, risulta che quest’architettura, una volta ottimizzata, riesca a produrre gli effetti utili fissati in analisi preliminare, facendo uso di una quantità minore di fluido termovettore. Questo significa che a parità di potenza termica disponibile (sempre ad una temperatura della sorgente medio-bassa, 180 - 220 °C) l’architettura III, stando a quanto risultato dall’analisi preliminare, sia quella che permette un maggiore sfruttamento della sorgente. Ciò può essere dovuto al fatto che tra tutti i tipi di macchine frigorifere, la macchina ad assorbimento (ARC) sia quella che meglio sfrutta un flusso termico disponibile, poiché non necessita di una conversione di questo in forme più nobili di energia, ma permette la produzione di potenza frigorifera a partire dal calore. Evitando la conversione del calore disponibile in forme di energia più nobili ed utilizzandolo in forma integrale si riduce l’irreversibilità complessiva che ha luogo nel reale processo di sfruttamento della risorsa primaria. In seguito all’analisi preliminare eseguita sono stati selezionati come fluidi organici per l’analisi successiva l’R601 e l’R365mfc. Il primo di questi è stato selezionato in quanto presenta i valori più alti di rendimento exergetico e necessità di una minor potenza termica globale, men- tre il secondo è stato scelto perché combina buoni valori di rendimento con bassi salti entalpici da smaltire in turbina che, come spiegato in precedenza, incidono sulla dimensione della turbina. Nella tabella successiva si riportano i risultati dell’analisi di secondo livello, nella quale si studia
l’andamento dei parametri termodinamici più importanti dell’impianto al variare della taglia dei sottosistemi. Come avvenuto per le architetture precedenti si esaminano 18 casi studio differenti per ogni fluido organico selezionato, dove la taglia del sottosistema non varia nel singolo caso studio analogamente a quanto fatto in analisi preliminare. Dall’analisi effettuata si nota come tra tutte le architetture, la III sia quella con cui si raggiungono i livelli più alti di performance. L’analisi di sensitività rivela che si raggiungono i valori massimi del rendimento exergetico, confermando ciò che si era potuto intravedere in analisi preliminare: l’utilizzo di una macchina ad assorbimento permette un migliore sfruttamento della risorsa grazie al modo in cui questa vi si configura, cioè sfruttando direttamente l’energia termica per generare il proprio effetto utile. Le mappe riportate in seguito confermano quanto riportato in tabella e permettono una visione più diretta e semplice di quanto si sta affermando.
(a)Rendimento exergetico A al variare delle taglie
di ORC e MED, Qf=1000 kW, R601 (b)di ORC e MED, Qf=1000 kW, R601Rendimento exergetico B al variare delle taglie
(c)Rendimento energetico al variare delle taglie di
ORC e MED, Qf=1000 kW, R601 (d)di ORC e MED, Qf=1000 kW, R601Potenza termica richiesta al variare delle taglie
In questa architettura d’impianto si sono raggiunti in simulazione valori del rendimento exerge- tico del 31%, i quali risultano nettamente più alti di quelli ottenuti in architettura II e leggermente
Tabella 8.6: Risultati analisi di sensitività Architettura III
peva,ORC [bar] Qgen [kw] mORC[kg/s] moil[kg/s] Qneed[kW]
I 13,3 1180 13 77,21 14083 II 10,74 1180 15,8 63,91 10545 III 13,28 1180 13,01 114,6 20832 IV 13,13 1180 6,68 61,66 11542 V 11,19 1180 26,7 118,6 20106 VI 12,07 1180 6,8 41,94 8022 VII 9,576 1180 7,4 98,45 18660 VIII 9,941 1180 29,20 108,1 16427 IX 11,74 1180 31,01 156,2 26908 X 13,4 650 14,96 77,42 14290 XI 10,89 650 16,23 63,08 11194 XII 13,00 650 14,9 113,6 21377 XIII 13,34 650 7,421 58,58 11004 XIV 11,56 650 30,41 132,8 20946 XV 12,07 650 6,8 39,16 7216 XVI 11,07 650 7,99 96,18 18343 XVII 10,35 650 32,63 121,7 17753 XVIII 12,2 650 30,27 151,6 28020
U [-] ηelett[-] ηII,A [-] ηII,B [-] QMED[kW] QORC [kW]
I 0,7016 0,1802 0,2314 0,423 7126 14083 II 0,5295 0,1742 0,2881 0,3929 3563 10545 III 0,8076 0,1826 0,1579 0,4161 14250 20832 IV 0,8483 0,1799 0,1595 0,4014 7126 11542 V 0,5313 0,1785 0,2914 0,4162 7126 20106 VI 0,7647 0,1766 0,2267 0,4031 3563 8022 VII 0,8971 0,1636 0,1012 0,4018 14250 18660 VIII 0,4009 0,1639 0,3189 0,3873 3563 16427 IX 0,6216 0,1758 0,2512 0,4121 14250 26908 X 0,6344 0,1854 0,2383 0,4195 7126 14290 XI 0,4832 0,1759 0,2891 0,3964 3563 11194 XII 0,7604 0,1854 0,1665 0,4161 14250 21377 XIII 0,7858 0,1825 0,1601 0,4048 7126 11004 XIV 0,4751 0,1784 0,2845 0,3679 7126 20946 XV 0,6972 0,1744 0,2311 0,42 3563 7216 XVI 0,8627 0,1735 0,1045 0,406 14250 18343 XVII 0,3471 0,1685 0,3104 0,3412 3563 17753 XVIII 0,6126 0,1785 0,2545 0,4216 14250 28020
migliori rispetto a quelli di architettura I. Non solo, anche i rendimenti di primo principio e i re- stanti parametri termodinamici dei vari casi studio risultano i più alti se paragonati ai casi studio corrispondenti delle altre architetture. Questo conferma la maggior bontà dell’architettura III nello
(a)Rendimento exergetico A al variare delle taglie
di ORC e MED, Qf=500 kW, R601 (b)di ORC e MED, Qf=500 kW, R601Rendimento exergetico B al variare delle taglie
(c)Rendimento energetico al variare delle taglie di
ORC e MED, Qf=500 kW, R601 (d)di ORC e MED, Qf=500 kW, R601Potenza termica richiesta al variare delle taglie
sfruttare la sorgente entro i range di taglie esaminati.
Tuttavia si nota che al ridursi della potenza frigorifera installata non si hanno nette migliorie del rendimento exergetico, in modo simile a come avveniva nelle precedenti due architetture; ciò è dovuto al fatto che l’inserimento della macchina ad assorbimento in un’architettura seriale crea delle limitazioni sui livelli di temperatura di tutti i sottosistemi. In aggiunta al vincolo del livello di temperatura del MED (minimo 70°C), comune a tutte le strutture, si aggiunge il vincolo ope- rativo della temperatura del generatore; ecco perché al ridursi della taglia dell’ARC non si hanno netti miglioramenti del rendimento exergetico. L’ORC non riesce a sfruttare in toto la quantità di calore non assorbita dal Chiller, perché il vincolo sulla temperatura non lo consente. Questo limite della disposizione seriale può prevedere il seguente scenario: per impianti poligenerativi in cui la produzione di energia elettrica sia dalle 5 volte in su la produzione di energia frigorifera, potrebbe risultare conveniente l’architettura I, nella quale il CRC non impone alcun vincolo di temperatura al di fuori di quello imposto dal MED. Quello appena descritto è un limite della architettura III in
disposizione seriale, questo fa capire che, volendo massimizzare lo sfruttamento della risorsa prima- ria, a seconda della taglia dei sottosistemi può convenire l’adozione di un architettura piuttosto che un’altra e quindi non si ha a priori una superiorità globale di un’architettura nei confronti di un’al- tra, anche se tale convenienza questa può essere prevista con buona approssimazione, ricorrendo alle mappe presentate in questo lavoro.
(a)Rendimento exergetico A al variare delle taglie
di ORC e MED, Qf=1000 kW, R365mfc (b)di ORC e MED, Qf=1000 kW, R365mfcRendimento exergetico B al variare delle taglie
(c)Rendimento energetico al variare delle taglie di
ORC e MED, Qf=1000 kW, R365mfc (d)di ORC e MED, Qf=1000 kW, RR365mfcPotenza termica richiesta al variare delle taglie
Confrontando i due fluidi organici selezionati si vede come il Pentafluorobutano dia risultati in- feriori rispetto al normal-pentano (R601) seppur con risultati poco distanti che confermano quanto detto relativamente a quest’ultimo. Terminando l’analisi dell’architettura III si può affermare che anche in questa soluzione il primo principio della termodinamica tende a premiare la produzione di acqua dissalata, mentre il secondo principio valuta maggiormente la produzione di energia elet- trica. Inoltre a differenza di quanto avviene in architettura I e II, la variazione della taglia del Chiller incide in modo lieve sulle performance dell’impianto suggerendo di provare a investigare una disposizione di tipo parallelo per ottenere risultati migliori nel caso in cui la produzione di energia elettrica si almeno cinque volte la produzione di energia frigorifera.
(a)Rendimento exergetico A al variare delle taglie
di ORC e MED, Qf=500 kW, R365mfc (b)di ORC e MED, Qf=500 kW, R365mfcRendimento exergetico B al variare delle taglie
(c)Rendimento energetico al variare delle taglie di
ORC e MED, Qf=500 kW, R365mfc500 (d)di ORC e MED, Qf=500 kW, RR365mfcPotenza termica richiesta al variare delle taglie