Possibilit`adiunaconcretarealizzazione 8

(1)

Capitolo

8

Possibilit`

a di una concreta

realizzazione

Se si trascurano, in prima analisi, i problemi strettamente collegati alla man-canza attuale di un’economia sostenibile dell’idrogeno, ovvero si ipotizza la disponibilità su larga scala di tale combustibile, appare evidente che le uniche analisi necessarie per condurre una possibile realizzazione dell’impianto ba-sato sul Nuovo Ciclo Rankine, siano esclusivamente di carattere tecnologico; in particolare orientate sia alla verifica di resistenza e reperibilità dei mate-riali ed allo studio dei vari stress termici e meccanici che ciascun componente subisce durante il funzionamento, sia alla modalità con la quale essi operano.

Gli aspetti di maggior rilievo, che vale la pena sottolineare e che contrad-distinguono il modello precedentemente descritto sono:

• l’aver ipotizzato l’utilizzo di Idrogeno ed Ossigeno Puri.

• L’aver trascurato, nella modellazione, il sistema di refrigerazione dei primi stadi delle turbine sottoposte a maggior stress termico (HHT,HIT).

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203 8.1. Il Combustibile ed il Comburente • L’aver ritenuto soddisfatta la copertura del fabbisogno di ossigeno da parte dei separatori d’aria, i quali devono provvedere alla somministra-zione del comburente, praticamente in tempo reale.

Il presente capitolo si pone l’obbiettivo di descrivere le conseguenti possibili modifiche che la struttura, ed i risultati ottenuti dalla simulazioni, possono subire considerando un asseto pi`u realistico dell’impianto.

8.1 Il Combustibile ed il Comburente

E’ evidente che l’utilizzo di Idrogeno ed Ossigeno puri non sia un’ipotesi realistica, se non altro per i costi estremamente elevati da sostenere per la produzione di tali gas; cosa cambierebbe allora, sia nello schema di impianto che nella modalit`a di funzionamento, considerando l’utilizzo, per esempio, di idrogeno ottenuto dallo steam reforming del metano1 _{o da altri processi}

(esclusa l’elettrolisi dell’acqua)?

E ancora: cosa cambierebbe se si utilizzasse, non ossigeno puro come com-burente, ma aria?

Per quanto riguarda l’idrogeno, `e evidente che la prima conseguenza riscon-trabile sarebbe la riduzione del potere calorifico, per non parlare della grande complessit`a nello studio della reazione di combustione e formazione di com-posti di vario genere.

L’utilizzo di Aria comburente, inoltre, comporterebbe inevitabilmente le se-guenti fondamentali conseguenze:

1. notevole incremento della portata ponderale di gas all’interno delle turbine e del ciclo in genere2_.

1

Che come si sa, non ha un’estrema purezza.

2

(3)

8.1. Il Combustibile ed il Comburente 204 2. Il fluido di lavoro sarebbe costituito prevalentemente da gas

inconden-sabili, e non da vapore acqueo.

3. Si avrebbe, all’interno dei combustori, formazione di NOx

4. Il coefficiente globale di scambio termico (U) e la corrispondente ef-ficienza degli scambiatori termici, subirebbe un notevole decremento, con conseguente perdita globale di rendimento.

5. La fase di Condensazione dovrebbe essere preceduta da una di degasa-zione, con il conseguente incremento della potenza assorbita da parte dei servizi ausiliari.

Queste sono solo alcune delle conseguenze dell’utilizzazione di aria combu-rente.

E’ evidente quindi che, per una concreta realizzazione, si debba cercare di “avvicinarsi”, quanto più possibile, alle condizioni di funzionamento ideali, per quanto riguarda il comburente; mentre riveste un ruolo relativamente marginale (nei limiti dell’accettabilità) la purezza del combustibile, in virtù della possibilità di adoperare degasatori in grado di eliminare i gas inconden-sabili presenti nella miscela o derivanti dalla combustione.

(4)

205 8.1. Il Combustibile ed il Comburente

8.1.1 Il Compito dei Separatori d’Aria

Figura 112 - Impianto per la produzione di O2

Fonte: http://www.uigi.com/

I separatori d’aria hanno il compito di separare l’ossigeno dal resto dei gas di cui essa `e composta (prevalentemente Azoto), in modo da rendere disponibile per la combustione, ossigeno ad un adeguato livello di purezza (90%÷96%). Normalmente gli impianti che sfruttano i separatori d’aria, sono utilizzati nel settore chimico, petrolchimico e metallurgico, e possono essere adibiti sia alla produzione di ossigeno, sia a quella di azoto.

Esistono sostanzialmente due tipologie di separatori d’aria, in particolare criogenici e non criogenici; quelli criogenici comportano maggiori assorbi-menti di potenza elettrica rispetto ai secondi, a causa del sistema necessario al raffreddamento e successiva liquefazione; `e dopo questa fase, infatti, che avviene la separazione dell’ossigeno dalla miscela di gas.

(5)

8.1. Il Combustibile ed il Comburente 206

I separatori non criogenici, sfruttano delle membrane polime-riche che risultano permeabili ad alcuni gas ed impermeabili ad al-tri; la loro temperatura d’eserci-zio `e prossima a quella ambiente, quindi richiedono potenze di eser-cizio, estremamente limitate. Gli impianti industriali adibiti alla produzione di ossigeno, riescono a produrne un quantitativo di circa 20 o 30 tonnellate al giorno

Figura 113 - Membrana Permeabile

(per ogni unit`a di produzione), con un livello di purezza compreso nel-l’intervallo 90% ÷ 96%.

E’ evidente che un tale quantitativo di ossigeno, non riesca comunque a co-prire il fabbisogno richiesto dall’impianto a regime nominale (circa 4580 ton-nellate al giorno se funzionante a pieno regime); tuttavia la limitatezza pro-duttiva dei separatori d’aria `e legata fondamentalmente ai seguenti aspetti:

• purezza richiesta.

• Sistema di Stoccaggio (pressione). • Liquefazione.

Si pu`o osservare, quindi che riducendo la purezza richiesta (60% ÷ 80%), ed eliminando le fasi relative alla compressione e/o liquefazione e stoccaggio, si possano raggiungere quantitativi nettamente superiori.

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207 8.1. Il Combustibile ed il Comburente A seguito di quanto fin qui esposto emerge che l’utilizzo di separatori d’aria non criogenici, allo stato attuale della tecnologia, non si presti egregiamente all’approvvigionamento del comburente per impianti come quello proposto, ma soltanto ad eventuali impianti N.R.C. di piccola taglia; per far fronte al fabbisogno dell’impianto proposto, `e necessario fare ricorso a separatori criogenici3 _{o ad altre tecniche (Istituzioni di Riserve), oppure, se l’idrogeno `e}

prodotto attraverso l’elettrolisi, operare lo stoccaggio contemporaneo di en-trambi i gas (come sar`a descritto in seguito).

In quest’ultimo caso, risulterebbe superfluo l’impianto dei separatori e Moto-Compressori, la cui eliminazione porterebbe ad un incremento del rendimento elettrico netto di impianto. Ovviamente, in quest’ultimo caso, l’energia ag-giuntiva richiesta per la compressione e lo stoccaggio dell’ossigeno sarebbe a carico dell’impianto di generazione del combustibile e comburente, con un ovvio incremento del costo di produzione.

Si riportano di seguito, a scopo illustrativo, le caratteristiche tecniche di un modello di separatore d’aria non criogenico commercializzato dalla OXY-MAT:

3

Come quelli utilizzati nei cicli IGCC, in grado di produrre fino a 206 tonnellate/h di ossigeno, tuttavia con un assorbimento di potenza corrispondente a circa il 15% di quella nominale

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8.1. Il Combustibile ed il Comburente 208

Figura 114 - Oxymat Oxygen Generator Fonte: www.oxymat.dk

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209 8.2. Sistema di Refrigerazione delle Turbine

8.2 Sistema di Refrigerazione delle Turbine

Il sistema di refrigerazione delle moderne turbine a gas è prevalentemente costituito da intercapedini (nelle palettature fisse e mobili) attraverso le quali una percentuale di aria compressa, prelevata dai compressori di turbina, è in grado di asportare quantità di calore tali da garantire i livelli di temperatura adeguati, in rapporto ai parametri di resistenza termica.

Figura 115 - Sistema di refrigerazione Tradizionale

Le temperature richieste per il corretto funzionamento dell’impianto N.R.C. ammontano a 1500◦_{C e si riscontrano nei primi stadi delle turbine HHT e}

HIT.

Anche se la maggior parte degli impianti turbo-gas lavorano a temperature inferiori (di norma non oltre i 1400◦_{C), quella di 1500}◦_{C `e una}

tempera-tura che nel futuro prossimo prevarr`a per questo genere di utilizzazioni4_; 4

La tendenza ad incrementare la temperatura di funzionamento delle TG `e giustificata dalla ricerca di rendimenti migliori, e dalla necessit`a di ridurre le dimensioni, e quindi i

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8.2. Sistema di Refrigerazione delle Turbine 210 basti pensare che allo stato attuale dell’arte la Mitsubishi commercializza gi`a turbine in grado di operare con temperature in uscita dai combustori di 1500◦_C:

Figura 116 - Turbina a Gas Mitsubishi Modello M701G

Fonte: http://www.mpshq.com/index.htm

Come precedentemente accennato, il sistema di refrigerazione dei primi stadi delle turbine a gas, `e prevalentemente caratterizzato dall’utilizzo di aria compressa; tuttavia sono attualmente in continuo sviluppo sistemi di refrigerazione basati sull’utilizzo di vapore:

(10)

211 8.3. La Turbina a Gas/Vapore

Figura 117 - Raffreddamento ad Aria e a Vapore. Fonte: [23]

Nello schema principale dell’impianto N.R.C. `e sottinteso (anche se non trattato) l’utilizzo di quest’ultimo sistema di refrigerazione a vapore, i cui principali vantaggi sono:

1. riduzione della caduta di temperatura (temperature drop) che si verifica nel primo stadio (Fonte: [23]).

2. Il calore accumulato dal refrigerante viene riutilizzato nella turbina a vapore (ci`o non avviene nei sistemi ad aria, dove il calore accumulato non `e riutilizzato)

3. Non è necessario ricorrere a prelievi di aria compressa, dal compressore di turbina; ciò permette un incremento dell’efficienza complessiva (fino a due punti percentuali), e, a parità di potenza generata, permette la riduzione delle dimensioni del compressore.

8.3 La Turbina a Gas/Vapore

Da una rapida occhiata dello schema di impianto proposto, si pu`o notare che le turbine HHT ed HIT siano morfologicamente identiche alle normali turbine

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8.3. La Turbina a Gas/Vapore 212 a gas, impiegate nei cicli Brayton semplici o nei cicli combinati; tuttavia `e evidente che il fluido vettore non sia costituito da aria, ma da vapore acqueo. Nasce, allora, la necessit`a di analizzare quali possano essere le conseguenze che possono verificarsi, utilizzando un fluido diverso da quello di progetto.

Al di là degli effetti di usura delle superfici, dovuti alla dinamica, ma so-prattutto alla natura chimica del fluido vettore, quello che sarà analizzato nel presente paragrafo è prevalentemente lo studio delle sollecitazioni mec-caniche a cui le palettature mobili sono soggette, nel caso in cui il fluido sia costituito da aria, e nel caso in cui sia vapore acqueo.

Le turbine a gas di pi`u moderna concezione riescono a lavorare con rap-porti di compressione fino a 305 _{(ovvero il compressore pu`o erogare il gas}

ad una pressione fino a circa 30 bar); per questo motivo sar`a considerata la condizione termodinamica caratterizzata da una temperatura di 1500◦_{C, ed}

una pressione di 30 bar, nei due distinti casi: aria e vapore.

Il vapore acqueo in tali condizioni di temperatura (1500◦_{C) e di pressione}

(30 bar), `e assimilabile ad un gas ideale, tuttavia esso presenta una densit`a inferiore a quella dell’aria; infatti,indicando con A il caso relativo all’Aria e con V quello relativo al Vapore Acqueo, per una temperatura t = 1500◦_C

(T = 1773K), ed una pressione p = 30 bar, si ha:

5

(12)

vA = RA_p·T = 0.1695 ⇒ ρA = 5.8997 _mkg3

dove RA= 0.2867 _kg·KJ `e la costante ideale riferita

al peso molecolare dell’Aria, posto per convenzione pari a 29 _kmolekg mentre per il vapore acqueo si ha:

vV = RV_p·T = 0.2730 ⇒ ρV = 3.663 _mkg3

con RV = 0.4619 _kg·KJ costante ideale riferita

al peso molecolare dell’Acqua, pari a 18 _kmolekg

In definitiva, per t = 1500◦_{C e p = 30 bar, si ha che, il vapore}

acqueo presenta una densit`a circa 1.6 volte inferiore a quella del-l’aria.

Come si vedrà, a parità di condizioni, la turbina attraversata dal vapore acqueo subisce sollecitazioni meccaniche di entità inferiore rispetto al caso in cui essa è attraversata da Aria.

Per quantificare tale differenza nelle sollecitazioni meccaniche, si far`a ricorso all’equazione di Bernoulli, che descrive il fenomeno dell’attraversamento mo-nodimensionale del fluido all’interno dei vani palari del primo stadio della turbina.

Si suppone che il primo stadio della turbina sia ad Azione, e che non ci siano perdite dovute all’attrito fluidodinamico:

(13)

8.3. La Turbina a Gas/Vapore 214

Figura 118 - Primo Stadio ad Azione

Si indica con C la velocit`a assoluta del fluido, e con W quella relativa, considerando costante la velocit`a di rotazione (u) della girante.

L’equazione di Eulero, considerando che in questo caso l’attraversamento del fluido `e assiale, fornisce l’espressione del lavoro massico:

L = C 2 1 −C22 2 + W2 2 −W12 2

Se consideriamo (vedi figura) la condizione di massimo rendimento6_{, dal}

triangolo delle velocit`a deriva:

6

(14)

W₂2−W2

1 = C22 −C12+ 2C1·u · cos(α1)

e quindi:

L = C1·u · cos(α1)

Tale lavoro massico, `e quello compiuto dalla forza che si esercita sulla paletta mobile, a seguito di uno spostamento infinitesimo della medesima:

L = f · ds = C1 ·u · cos(α1) = C1· ds dt ·cos(α1) ⇒ f = C1· 1 dt ·cos(α1)

Quest’ultima rappresenta la forza sull’unit`a di massa esercitata sulla pa-letta, ed `e quella responsabile della sollecitazione a flessione che la stessa paletta subisce:

Figura 119 - Sollecitazione della Paletta

Per determinare la forza complessiva esercitata sulla paletta, `e necessario moltiplicare la forza f per la quantit`a di massa di fluido:

(15)

8.3. La Turbina a Gas/Vapore 216

F = dm · f = C1·

dm

dt ·cos(α1) F = C1·m · cos(α˙ 1)

Consideriamo il solo Distributore:

Figura 120 - Distributore

Per la continuit`a del flusso si ha: ˙m = ρ0·S0 ·C0 = ρ1 ·S1·C1, dove si

intende S0 ed S1, ρ0 e ρ1, rispettivamente, la sezione del vano palare, e la

densit`a del fluido, in ingresso e in uscita dal distributore; si ha:

(16)

217 8.3. La Turbina a Gas/Vapore L’equazione di Bernoulli, considerando trascurabili la variazione di ener-gia potenziale del fluido,e le perdite per attrito, fornisce:

C2 1−C 2 0 2 + Rp1 p0 vdp = 0

L’espansione del fluido di lavoro, nel distributore, può essere considerata, con buona approssimazione, una trasformazione isoentalpica; infatti, data la rapidità con cui essa avviene, si può ipotizzare nullo il calore scambiato con l’esterno (Q = 0); inoltre, dato il basso valore della velocità del fluido in ingresso al distributore, si può trascurare il lavoro contro le forze d’attrito (L = 0). Quindi, dal primo principio della termodinamica, si ha:

Q = ∆H + L ⇒ ∆H = 0

Considerando che, in ogni caso il fluido di lavoro pu`o essere trattato come gas ideale, si ha che la trasformazione obbedisce alla nota legge:

p · v = cost

Risolvendo l’integrale, l’equazione precedente assume la seguente forma:

C2 1−C 2 0 2 = v0·p0·ln 1 γ dove γ = p1 p0 Trascurando C2 0 rispetto a C12, si ha: C2 1 2 = v0·p0·ln 1 γ ⇒C₁ = s 2v0·p0·ln 1 γ

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8.3. La Turbina a Gas/Vapore 218 F = S0·C0·ρ0·cos(α1) · s 2v0·p0·ln 1 γ

Si osservi che il prodotto S0 ·C0 rappresenta la portata volumetrica

del fluido di lavoro ( ˙mv); considerando che

ρ0 =

1 v0

= p0 R · T0

si giunge all’espressione finale:

F = ˙mv·cos(α1) · p0·

r

2 ln(1 γ)

R·T0

A questo punto si distingue il caso in cui lo stadio sia attraversato da Aria rispetto a quello in cui sia attraversato da Vapore acqueo. Lasciando inalterate le caratteristiche geometriche della turbina (α1), la portata

volu-metrica del fluido di lavoro ( ˙mv), e la temperatura di ingresso al distributore

(T0), si ha: FA= ˙mv ·cos(α1) · p0A· r 2 ln(1 γ) RA·T0 RA= 0.286707 J kg·K FV = ˙mv·cos(α1) · p0V · r 2 ln(1 γ) RV·T0 RV = 0.461917 J kg·K

Per un confronto diretto delle due forze, si esegue il rapporto: FV FA = p0V p0A ·r RA RV

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219 8.3. La Turbina a Gas/Vapore Se si impone p0V = p0A, si ottiene:

FV

FA

= 0.78784

ovvero alimentando la turbina con del vapore acqueo alla stessa pressione, la forza esercitata sulla singola palettatura `e circa l’79% di quella che si avrebbe utilizzando Aria.

Per avere lo stesso valore della forza di sollecitazione, bisogna imporre:

p0V

p0A

·0.78784 = 1 ⇒ p_0V = 1.2693 · p_0A

se, per esempio, si suppone di avere una turbina a gas il cui rapporto di compressione sia pari a 30 (il che equivale porre p0A= 30 bar); essa pu`o essere

alimentata da una stessa portata volumetrica di vapore, alla stessa tempera-tura dell’aria compressa, ma avente una pressione p0V = 1.2693 · 30 = 38.1

bar, senza modificare l’entit`a delle sollecitazioni della palettatura rotante. Va comunque sottolineato il fatto che, un incremento della pressione di im-missione in turbina, comporta una maggiore sollecitazione degli apparati statici (palettature del distributore, guarnizioni, involucro esterno del primo stadio ecc.), tuttavia un eventuale irrobustimento della struttura statica pre-senta notevoli agevolazioni rispetto all’irrobustimento della struttura rotante.

Si riporta di seguito l’andamento del rapporto FV

FA, al variare del rapporto tra

la pressione in ingresso al distributore nel caso del vapore (p0V), e l’analoga

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8.3. La Turbina a Gas/Vapore 220 1 1.05 1.1 1.15 1.2 1.269 1.35 1.4 1.45 1.5 0.75 0.7878 0.85 0.9 0.95 1 1.05 1.1 1.15 1.2

Rapporto tra forze di sollecitazione (A=Aria,V=Vapore)

p V/pA

F V

/F A

Figura 121 - Variazione del rapporto FV

FA

Attualmente (anno 2005) la turbina a gas che opera con il maggior rap-porto di compressione, `e costruita e commercializzata dalla GE Power Sy-stems , il modello LMS100 `e in grado di operare con rapporti di compres-sione fino a 42:

(20)

221 8.4. L’impianto in scala ridotta

Figura 122 - GE Power Systems LMS100

Secondo la trattazione precedente, utilizzando il vapore come fluido vet-tore, all’interno di tale turbina con una pressione di immissione pari a quella del N.R.C. (50 bar), si avrebbe un rapporto di pressioni:

pV

pA

= 50

42 = 1.19

a cui corrisponde un rapporto tra le forze di sollecitazione pari a: FV

FA

= 0.78784 · 1.19 = 0.938

Ovvero la forza sollecitante corrisponderebbe a circa il 94% di quella nomi-nale, con ovvi vantaggi in termini di possibile alleggerimento della struttura rotante.

8.4 L’impianto in scala ridotta

Tutta l’analisi fin qui condotta, ovvero la costruzione del modello ed i risul-tati della simulazione, nonch`e le osservazioni sulle eventuali problematiche

(21)

8.4. L’impianto in scala ridotta 222 da affrontare per una concreta realizzazione dell’impianto, forniscono infor-mazioni qualitative e quantitative inerenti i parametri di funzionamento di questa tipologia innovativa di impianto termoelettrico. E’ d’obbligo sottoli-neare nuovamente che tali informazioni siano circoscritte in un ambito di pura e semplice valutazione dell’ordine di grandezza dei vari parametri; `e evidente, tuttavia, che una sperimentazione diretta del N.R.C. su scala 1:1 (500MWe) non sia la scelta migliore per condurre un’analisi pi`u accurata, soprattutto sotto il profilo economico.

Il problema può essere raggirato considerando l’impianto in scala ridotta; ciò consente, infatti, di ridurre i consumi, le dimensioni e quindi i costi della sperimentazione. L’impianto che sarà proposto in questo paragrafo avrà la stessa struttura del N.R.C. precedentemente proposto, ma sarà tale da eroga-re in eroga-rete una potenza elettrica netta di 1000kW (1MW).

Le ipotesi di base saranno le medesime già viste, inoltre si supporrà di operare con uguali temperature e pressioni dell’impianto originale. L’impianto, che da ora in poi sarà denominato N.R.C. Ridotto, avrà consumi di com-bustibile, comburente, acqua di alimento e vapore, estremamente ridotti. Ciò permetterà, tra le altre cose, l’utilizzazione concreta dei separatori d’aria per ottenere l’ossigeno necessario.

Considerando le dimensioni del N.R.C. Ridotto, `e lecito attendersi lievi sco-stamenti delle efficienze; si supporranno i seguenti valori:

Rendimento meccanico delle Turbine e dei Compressori ηm = 99%

Efficienza dei Combustori η1 = 99%

Rendimento Alternatore η4 = 98%

Rapporto di potenza Elettr.Lorda adibita ai serv.Ausiliari α = 5% Tabella 14 - Efficienze dei Componenti

(22)

223 8.4. L’impianto in scala ridotta

N.R.C. Ridotto (1MWen)

Parametro Simbolo Valore Potenza Elettrica Lorda Pel 1042 kW

Potenza Elettrica Netta Pen 1000 kW

Potenza Meccanica Pm 1063 kW

Rend.Elettr.Lordo ηel 64.6%

Rend.Elettr.Netto ηen 62.1%

Portata Acqua Alimento m˙1 0.1918 kg/s (0.6906 t/h)

Portata Intermedia m˙2 0.2494 kg/s (0.8978 t/h) Portata Finale m˙3 0.3117 kg/s (1.1222 t/h) Port.Idrogeno HPCB m˙′ (H2) 0.0064 kg/s (0.0232 t/h) Port.Idrogeno LPCB m˙′′ (H2) 0.007 kg/s (0.0251 t/h) Port.Ossigeno HPCB m˙′ (O2) 0.0511 kg/s (0.184 t/h) Port.Ossigeno LPCB m˙′′ (O2) 0.0554 kg/s (0.199 t/h) Port.Acqua di raffr. m˙r 0.0134 m3/s

Tabella 15 - Impianto in Scala Ridotta (1MWe)

Concentriamo l’attenzione, in primo luogo, sul consumo di Ossigeno:

˙

m(O2)= 0.0511 + 0.0554 = 0.1065 kg/s (0.383 t/h)

questa portata è assolutamente compatibile con le capacità produttive dei più moderni separatori d’aria non criogenici, attualmente in commer-cio; infatti, se prendiamo in considerazione nuovamente le caratteristiche del modello “O-3600” della Oxymat7_{, si può osservare che, la portata}

produ-cibile, tenendo in considerazione la sezione di compressione e stoccaggio, `e leggermente inferiore al fabbisogno:

7

(23)

8.4. L’impianto in scala ridotta 224

˙

m(O2),prod= 314.6 kg/h = 0.0874 kg/s

L’eventuale aggiunta di un elemento, o un lieve ampliamento del sepa-ratore d’aria pu`o tranquillamente permettere la copertura del fabbisogno di ossigeno, durante l’esercizio a potenza nominale (basta portare la producibi-lit`a da 314.6 kg/h a 383.4 kg/h, corrispondente ad un incremento del 21.9%). Per quanto riguarda il consumo di Idrogeno, si ha:

˙

m(H2)= 0.0061 + 0.007 = 0.0131 kg/s (47.2 kg/h)

L’idrogeno, come si `e visto, pu`o essere prodotto in vari modi; tuttavia, se si considera la produzione mediante elettrolisi tradizionale, e si prende in con-siderazione l’impianto della Norsk Hydro8_{, in particolare il modello 5150,}

si osserva una portata oraria di idrogeno producibile pari a: ˙

m(H2),prod= 43.4 kg/h contro m˙(H2)= 48.6 kg/h di consumo

Supponendo di avere una perdita di idrogeno (dovuta a fughe in sede di stoccaggio) del 1%, si pu`o considerare una producibilit`a netta pari a:

˙

m(H2),prod= 43 kg/h

ci`o implica che ogni ora di produzione di idrogeno permette la copertura di circa 55 minuti di produzione di energia elettrica a pieno regime.

Sempre con riferimento al medesimo modello della Norsk Hydro, si vuole valutare il rendimento energetico in gioco nella produzione del fabbisogno nominale; si ha che, per la produzione di 1 kg di idrogeno, l’apparato necessita di 53.5 kWh di energia elettrica.

8

(24)

225 8.4. L’impianto in scala ridotta Nell’intervallo di 1 ora, l’elettrolizzatore produce al massimo 43.4 kg di H2,

quindi assorbe un’energia: W = 53.5 · 43.4 = 2.32 MWh

Si `e detto che tale quantit`a permette la copertura del fabbisogno di idrogeno, per 55 minuti (ovvero 0.9167 ore); in tale intervallo di tempo la centrale eroga una potenza netta di 1MW, quindi un energia pari a: Wp = 1 · 0.9167 = 0.9167 MWh

Il rendimento energetico di conversione, vale quindi: η = 0.9167_2.32 = 39.5%

Valore paragonabile al rendimento delle pi`u moderne centrali turbogas a ciclo semplice.

8.4.1 Caratteristiche Nominali del N.R.C. Ridotto

Per concludere, si riportano le potenze nominali di ciascun componente del N.R.C. Ridotto:

Elemento P.Nom. Note [kW] HPCB 1450 Termica LPCB 1900 Termica HT 80 Meccanica HHT 280 Meccanica HIT 390 Meccanica LT 340 Meccanica Recuperator 330 Termica HRBL 195 Termica

Elemento P.Nom. Note [kW] RHE 100 Term. COND 510 Term. BFP 10 Mecc. CP 4 Mecc. SEP 8 Mecc. M2a 24 Mecc. M2b 5 Mecc.

Alternatore 1.3 MVA Apparente Tabella 16 - Caratteristiche Nominali (1MWe)