Capitolo 6: Impianto di propulsione proposto
6.5 Sistemi di recupero energetico
Il rendimento rappresentato in Figura 6.8 è migliorabile utilizzando sistemi di recupero di energia posseduta dai gas di scarico. In questa tesi vengono presi in considerazione due tecnologie: la caldaia a recupero a un livello di pressione (WHR) e la turbosoffiante ibrida (HTC).
Il limite principale all’impiego di sistemi di recupero in campo navale sono le necessità in termini di ingombro, costo e peso che questi impianti comportano. Sistemi troppo sofisticati, spesso ingombranti e costosi, presentano delle criticità nell’impiego a bordo nelle navi. La propulsione scelta, di tipo IEP, ha il vantaggio, rispetto alla più tradizionale meccanica, di poter ottimizzare gli spazi all’interno della sala macchina non essendoci vincoli meccanici e non essendo presente la tradizionale linea d’asse. Il libero posizionamento dei MCI all’interno delle sale macchine permette quindi di recuperare dello spazio, che può essere adibito, ad esempio, a tecnologie che permettano il recupero energetico. Inoltre, negli ultimi anni, l’entrata in vigore di normative sempre più stringenti riguardo alle emissioni inquinanti sta contribuendo a rendere competitiva, a livello economico, la scelta di installare tali impianti. Sarà necessario fare uno studio economico per valutare se effettivamente ci sia la convenienza nell’installare o meno tali tecnologie.
Nel caso di impiego del gas naturale quale combustibile, inoltre, essendo quasi totalmente nullo il contenuto di zolfo nei fumi prodotti dalla combustione, la temperatura di uscita dei fumi dalla caldaia a recupero possono essere inferiori rispetto al caso dei motori diesel per i quali è consigliabile non scendere al di sotto dei 160 - 170°C, per evitare il fenomeno della corrosione dovuto alla formazione di acido solforico. Questo consente, come già detto, di recuperare una quota di energia maggiore.
6.5.1 Schema e componenti dell’impianto WHR studiato
Nel progetto sviluppato in questa tesi viene adottato un impianto di recupero a vapore saturo ad un livello di pressione, il cui schema è riportato in figura 6.13.
La soluzione che impiega vapore saturo posta a confronto con la soluzione a vapore surriscaldato ha evidenziato una riduzione di circa il 16% di altezza e peso della caldaia a recupero, a fronte di una sostanziale equivalenza del rendimento globale dell’impianto combinato (motore DF - impianto WHR) [29]. Si è quindi optato per il sistema a vapore saturo in modo tale da ridurre pesi e ingombri dell’impianto.
Viene di seguito descritto il funzionamento dell’impianto e i suoi componenti principali, che sono:
• Caldaia a recupero (HRSG, Heat Recovery Steam Generator);
• Accumulatore di vapore (SD, Steam Drum);
• Turbina a vapore (ST, Steam Turbine);
• Condensatore (SCO, Steam COndenser);
• Serbatoio polmone o pozzo caldo (HWT, Heat Water Tank).
H R S G
DF ENG
Ship steam service
L
T C
ST EG
HWT
0s COND 00sc
2s
0jW s 1s
2’s
3s 2g
1g 4g
3g
4s 3sd
SC
SCP SCO AF
AC
ILV
0s
0sc SSC
JW MFP
00sc SCai
SCao
E
EV
CP SD
Figura 6.13 - Schema dell’impianto WHR adottato per il repowering de La Suprema. [28]
Si illustra ora il funzionamento del sistema (Figura 6.13), partendo idealmente dai motori DF: l’aria di alimentazione del motore, dopo aver attraversato un filtro (AF), entra nel compressore (C) del gruppo di sovralimentazione, subisce una compressione, attraversa l’air cooler dove viene raffreddata (SC e AC), ed è quindi introdotta nel motore principale.
Dal collettore, che raccoglie i gas di scarico provenienti dai cilindri del motore, i gas passano poi nella turbina a gas (T) ed espandono (1g). Da qui, le tubolature dei gas di scarico percorrono il cofano di macchina, attraversando la caldaia a recupero (HRSG) fino alla ciminiera (4g). Si prosegua adesso alla descrizione della parte dell’impianto a vapore facendo riferimento alle tubolature contenenti acqua-vapore. L’acqua presente nel pozzo caldo del condensatore (SCO), viene pompata da una pompa di estrazione (SCP), dopo avere subito un primo riscaldamento del Jaket - Water (JW), viene nuovamente compressa all’uscita del serbatoio polmone (HWT) tramite la pompa di alimento (MFP), e successivamente ulteriormente riscaldata da uno scambiatore (SC) che preleva calore
dall’aria in uscita dal compressore del gruppo di sovralimentazione. L’acqua preriscaldata è poi inviata nella caldaia a recupero (HRSG). L’acqua presente all’interno delle tubolature, lambite dai gas di scarico del motore, si riscalda passando dapprima nell’economizzatore (E), fascio tubiero posto nella zona più fredda dei gas, giungendo alla condizione di quasi saturazione, poi è inviata nell’accumulatore di vapore (SD) (1s); da qui viene prelevata (2s) e mandata a vaporizzare nel vaporizzatore (EV). Il vapore saturo così prodotto (2’s) è reimmesso nell’accumulatore di vapore e da esso viene spillata parte della portata massica per alimentare le utenze termiche della nave (Ship steam service), ma la quantità prevalente è mandata ad espandere nella turbina a vapore (ST) (3sd), collegata al generatore (EG) per la produzione di energia elettrica.
È necessario precisare che la portata di gas di scarico proveniente da ciascun motore dual fuel è inviata ad una sua specifica caldaia a recupero, mentre il vapore prodotto dalla tre suddette caldaie, disponibile per la produzione di energia meccanica, è inviato ad una unica turbina a vapore (si notino infatti i 3 collegamenti in entrata alla turbina a vapore).
6.5.2 Schema e componenti dell’impianto HTC studiato
In anni recenti la Mitsubishi Heavy Industries ha sviluppato una nuova tipologia di turbosoffiante per motori navali [5], che prevede il calettamento di un motore - generatore elettrico (EM - G) direttamente sull’asse della turbosoffiante, che diviene così ibrida.
Figura 6.14 - Vista in sezione e principali componenti e del motore/generatore elettrico della turbosoffiante ibrida
La turbosoffiante ibrida (HTC) del motore di propulsione della nave può produrre contemporaneamente lavoro meccanico per la movimentazione del compressore del turbogruppo di sovralimentazione (TC) del motore ed energia elettrica.
Nei motori a due e quattro tempi diesel o NG navali di media - grande potenza infatti, quando il motore funziona in condizioni di carico elevato, occorre “sfiatare” una certa
percentuale di gas di scarico per non mandarli in turbina. In pratica si utilizza una valvola di by – pass, come visualizzato in Figura 6.15. Il motivo è quello di evitare che il compressore del turbogruppo di sovralimentazione raggiunga velocità troppo elevate.
Figura 6.15 – Turbogruppo tradizionale
La HTC ben si presta ad essere impiegata nel motore MAN 51 / 60DF, al posto del TC convenzionale (Figura 6.15) prevista per questo motore, per le ragioni di seguito riportate.
Con riferimento allo schema di Figura 6.16, in questa tipologia di motore, se dotato di HTC, nella turbina (T in Figura 6.16) evolve l’intera portata dei gas di scarico. L’energia prodotta alimenta in parte il compressore e la restante energia movimenta un generatore elettrico che, attraverso un invertitore (nel caso in esame AC/DC), alimenta la sbarra.
Fig. 6.16 – Schema proposto del motore MAN 18V51/60 DF con turbosoffiante ibrida [5]
Un’ importante considerazione sull’HTC riguarda il fatto che la sua presenza non varia le condizioni del flusso dei gas combusti (temperatura e portata massica) all’uscita dei cilindri, dunque sostanzialmente nemmeno all’uscita della turbina del turbocompressore di sovralimentazione, ne consegue che l’eventuale impianto di recupero termico dai gas combusti all’uscita del motore non risente della presenza o meno dell’HTC.
6.5.3 Energia recuperata
È importante conoscere la quantità di energia che gli impianti riescono a recuperare dai fumi di scarico per poter procedere al calcolo del rendimento meccanico e globale dell’impianto.
Per quanto concerne la caldaia a recupero si fa riferimento all’ottimizzazione effettuata nella la Tesi di Laurea di Rebecca Benassi [25]. La potenza prodotta dalla turbina è proporzionale alla portata di vapore, che a sua volta è proporzionale alla potenza erogata dal motore. Le potenze recuperate, al variare della taglia dei motori, si possono quindi calcolare scalando i recuperi.
A partire dall’ottimizzazione effettuata nella tesi della ‘’configurazione Benassi’’, scalando i valori si ottengono i risultati riportati in Tabella 6.7 e 6.8.
WHR MOTORE 12 MW
Carico di potenza 25% 50% 75% 85% 100%
Potenza mecc. MCI (12 cil.) [kW] 3000 6000 9000 10200 12000
Pressione vapore [bar] 6.0 6.1 7.7 8.0 8.6
ΔTpp [°C] 2.01 2.45 4.82 4.74 5.93
Titolo fine espansione 0.891 0.870 0.865 0.863 0.862 Portata m. vapore 1 MCI imp. [kg/s] 0.93 1.29 1.52 1.59 1.63
Portata m. vapore u.t. EST [kg/s] 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 Portata m. vapore TAV EST [kg/s] 0.68 1.04 1.27 1.34 1.38 Portata m. vapore u.t. INV [kg/s] 0.29 0.29 0.29 0.29 0.29 Portata m. vapore TAV INV [kg/s] 0.64 1.00 1.23 1.30 1.34 P. meccanica TAV (no spill.) [kW] 404 592 727 764 796 P. spillata u.t. EST [kW] 108.6 114.7 119.6 120.1 122.1 P. spillata u.t. INV [kW] 126.0 133.1 138.7 139.3 141.6 P. meccanica TAV EST [kW] 295.4 477.3 607.4 643.9 673.9 P. meccanica TAV INV [kW] 278.0 458.9 588.3 624.7 654.4 Rendimento turbina 0.71 0.71 0.705 0.703 0.702
Contropressione [mbar] 9 14 30 31 40
Incremento SFC [g/kWh] 0.21 0.44 0.93 0.94 1.24 P. elettrica TAV EST [kW] 286.5 463.0 589.2 624.6 653.7 P. elettrica TAV INV [kW] 269.7 445.1 570.6 605.9 634.7 Temp. uscita gas dall’HRSG [°C] 135 149 166 169 174 Tabella 6.7 – Caratteristiche relative alla caldaia a recupero (WHR) associata al motore MAN da 12 MW
WHR MOTORE 14 MW
Carico di potenza 25% 50% 75% 85% 100%
Potenza mecc. MCI (14 cil.) [kW] 3500 7000 10500 11900 14000
Pressione vapore [bar] 6.0 6.1 7.7 8.0 8.6
ΔTpp [°C] 2.01 2.45 4.82 4.74 5.93
Titolo fine espansione 0.891 0.870 0.865 0.863 0.862 Portata m. vapore 1 MCI imp. [kg/s] 1.09 1.51 1.77 1.85 1.9
Portata m. vapore u.t. EST [kg/s] 0.25 0.25 0.25 0.25 0.25 Portata m. vapore TAV EST [kg/s] 0.84 1.26 1.52 1.6 1.65 Portata m. vapore u.t. INV [kg/s] 0.29 0.29 0.29 0.29 0.29 Portata m. vapore TAV INV [kg/s] 0.8 1.22 1.48 1.56 1.61 P. meccanica TAV (no spill.) [kW] 471 691 848 891 929 P. spillata u.t. EST [kW] 108.0 114.4 119.8 120.4 122.2 P. spillata u.t. INV [kW] 125.3 132.7 138.9 139.7 141.8 P. meccanica TAV EST [kW] 363.0 576.6 728.2 770.6 806.8 P. meccanica TAV INV [kW] 345.7 558.3 709.1 751.3 787.2 Rendimento turbina 0.71 0.71 0.705 0.703 0.702
Contropressione [mbar] 9 14 30 31 40
Incremento SFC [g/kWh] 0.21 0.44 0.93 0.94 1.24 P. elettrica TAV EST [kW] 352.1 559.3 706.4 747.5 782.6 P. elettrica TAV INV [kW] 335.3 541.5 687.8 728.8 763.6 Temp. uscita gas dall’HRSG [°C] 135 149 166 169 174 Tabella 6.8 – Caratteristiche relative alla caldaia a recupero (WHR) associata al motore MAN da 14 MW
Dalle Tabelle 6.7 e 6.8 si nota come si siano ritenuti costanti con la taglia del motore le pressioni e le temperature dell’impianto. Si è scalata sulla taglia del motore la portata massica di vapore prodotta dalla caldaia. La potenza erogata da una turbina è definita come 𝑃 = 𝑚̇ 𝐿𝑣 𝑇, dove LT rappresenta il lavoro della turbina che dipende dalle caratteristiche del fluido e dalla variazione dell’entalpia del fluido durante il passaggio all’interno delle schiere di pale. Scegliendo una turbina di pari caratteristiche rispetto a quella installata nell’impianto di riferimento si ha che le potenze meccaniche ottenute dalla turbina, per il contributo della portata di vapore associata al motore in esame, siano proporzionali alle potenze ottenute tramite lo studio effettuato nella tesi della ‘’configurazione Benassi’’.
Le portate massiche di vapore saturo che le utenze termiche di bordo richiedono sono quelle riferite alla Tabella 6.6. Pertanto, si sottrae questa portata a quella totale, ottenendo due diversi valori di potenza per le due differenti stagioni conseguentemente alla diversa richiesta di vapore saturo per ciascuna condizione. Una volta nota la potenza meccanica è immediato il calcolo della potenza elettrica alternata conoscendo il rendimento del generatore elettrico che è stato assunto pari a 0.97.
𝑃𝑒𝑙 = 𝑃𝑚𝑒𝑐 𝜂𝑒𝑚 (6.8)
Di seguito (Figura 6.17) vengono riportati i rendimenti dei motori tenendo conto del recupero di energia dato da WHR. Si ricorda che i motori di tipo Bergen non possiedono tale tecnologia e quindi risultano avere una differenza di rendimento decisamente marcata.
Figura 6.17 – Confronto rendimenti tenendo conto del recupero WHR (no spillamenti per le utenze di bordo)
Per quanto riguarda la potenza recuperata dall’installazione della turbosoffiante ibrida (HTC) si fa riferimento alla Tesi di Laurea di Lorenzo Ottonello [30]. Dallo studio si può
ritenere costante la percentuale di potenza recuperata al variare della taglia del motore.
Perciò ad ogni carico del motore si ha un recupero di energia proporzionale alla potenza erogata dallo stesso. I risultati calcolati per i recuperi associati ai motori nell’impianto studiato in questa tesi sono riportati in Tabella 6.9.
IMPIANTO DI RECUPERO HTC
Carico 25% 50% 75% 85% 100%
% P MCI 7.97 9.89 6.46 5.55 4.26
Potenza MCI 12 MW [kW] 3000 6000 9000 10200 12000 Pel HTC (MCI 12 MW) [kW] 239 593 581 566 512 Potenza MCI 14 MW [kW] 3500 7000 10500 11900 14000 Pel HTC (MCI 14 MW) [kW] 279 692 678 660 597
Tabella 6.9 – Potenze elettriche recuperati per i motori scelti
Si può notare come tale tecnologia recuperi una percentuale maggiore di energia in corrispondenza del 25% e 50% del carico. Questo fa sì che la curva di rendimento cambi radicalmente forma (Figura 6.18) e trovi un funzionamento ottimale in corrispondenza del 50% di carico, piuttosto che al consueto 85% - 90%.
Figura 6.18 – Rendimento dei motori tenendo conto del recupero HTC (no spillamenti per le utenze di bordo)
In Figura 6.19 sono rappresentate le curve di rendimento dei motori a cui sono applicati entrambi i recuperi. In questo caso si nota la grande differenza tra i rendimenti dei motori di tipo Bergen (senza recuperi energetici) e i motori che possiedono tecnologie di recupero di energia posseduta dai fumi di scarico (è escluso sempre lo spillamento di vapore saturo necessario per alimentare le utenze di bordo).
Figura 6.19 - Rendimento dei motori tenendo conto dei recuperi WHR e HTC (no spillamenti per le utenze di bordo)
In particolare, il rendimento massimo del motore di tipo Bergen è sempre inferiore rispetto a quello ottenuto con i motori MAN avente entrambi i recuperi. Questo si traduce nel fatto che, durante la navigazione, i motori di taglia inferiore non verranno mai selezionati per la propulsione tranne che per il caso di velocità di punta, non raggiungibili con l’utilizzo dei soli tre motori principali.