5. DIMENSIONAMENTO DELLE SEZIONI DI COMBUSTIONE E DI RECUPERO ENERGETICO

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1 5. DIMENSIONAMENTO DELLE SEZIONI DI COMBUSTIONE E DI RECUPERO ENERGETICO 5.1 Sezione di combustione I parametri della combustione In termini generali si osserva che i parametri che influenzano il processo di combustione dei rifiuti sono: temperatura di combustione; tempi di permanenza dei fumi e del rifiuto solido; eccesso d'aria. omogeneita delle condizioni termo-fluidodinamiche. In relazione a tali parametri possono essere fatte le seguenti considerazioni: a) In merito alla temperatura di combustione non sussistono dubbi circa il fatto che essa rappresenti il parametro più importante per il controllo della combustione e quindi della eventuale formazione nei gas di incombusti quali CO, microinquinanti organici (diossine in particolare), e nel residuo solido quali carbonio fisso e carbonio organico. In particolare, con riferimento agli incombusti piu pericolosi per l ambiente e la salute pubblica, le diossine, le esperienze acquisite consentono di affermare che punte basse temperatura sono la causa principale del loro incremento nei fumi. Il campo ideale di temperatura per la formazione di tali microinquinanti è infatti di C, mentre dopo i 700 C si dimostra che l effetto distruttivo predomina su quello della formazione. b) La diminuzione del tempo di permanenza in combustione sia dei rifiuti solidi che dei fumi determina un incremento delle emissioni di incombusti nelle scorie come nei fumi, e viceversa.

2 Sempre in relazione alle diossine, alcuni autori hanno calcolato che con un tempo di permanenza di 1 sec. Dei fumi alla temperatura di C si consegue la decomposizione della forma piu tossica, la 2, 3, 7, 8 TCDD, nella misura del 99.99%. In effetti e il combinato dei due parametri tempo/temperatura che si riflette sulla resa di combustione. c) Per quanto riguarda l'eccesso d'aria, è stato dimostrato sperimentalmente che il suo effetto è positivo, in quanto determina una combustione piu completa con conseguente riduzione degli incombusti nelle scorie e nei fumi. Occorre tuttavia controllare che forti eccessi di ossigeno non riducano contestualmente il tempo di ritenzione dei fumi in combustione, oltre certi limiti che si rivelerebbero dannosi. Il livello di aria in eccesso e regolato anche al fine del controllo automatico della temperatura in camera di combustione. d) La distribuzione omogenea di temperatura, fumi e ossigeno in combustione (primaria e post) e condizione indispensabile per realizzare una combustione completa. Tuttavia, questa condizione non e facilmente controllabile in sede di combustione primaria, mentre invece lo e in sede di combustione secondaria data la geometria regolare della camera, le dimensioni ridotte, la presenza di soli gas e la possibilita di alimentare combustibile supplementare per il controllo rigoroso della temperatura. Le Linee Guida della Regione Lombardia che hanno anticipato nel 1982 la legislazione nazionale, prevedono, per assicurare una distribuzione omogenea, il rispetto in camera di post-combustione di un Numero di Reynolds (Re = ρvd/µ ove ρ, V, µ, rappresentano densita, velocita e viscosita dei fumi, mentre D rappresenta il diametro equivalente della camera) non inferiore a La legislazione nazionale (norme tecniche di attuazione del DPR 915/1982 emanate nel luglio 1984) prevedeva una sezione ristretta di ingresso dei fumi in post-combustione tale da realizzare una velocita minima in detta sezione di 10 m/sec, ritenendola condizione necessaria per assicurare un efficace turbolenza e il conseguente rapido disperdimento del flusso in ingresso in tutta la camera. Questo vincolo non e invece contemplato nella norma piu recente (D.M. 19/11/1997 n. 503) ove si fa riferimento all esigenza di rispettare solo condizioni

3 minime di temperatura di 850 C, per un tempo minimo di 2 sec., nonche un tenore minimo di 0 2 del 6%. In base alle note sopra esposte risulta che, temperature sufficientemente elevate, mantenute per un tempo abbastanza lungo e accompagnate da adeguate forniture di ossigeno e buona miscelazione, sono in grado di ridurre drasticamente gli incombusti in scorie e fumi. Tali condizioni possono in realta essere conseguite nella sola camera di combustione primaria purche correttamente dimensionata e con un attenta gestione della combustione in sede operativa. Comunque, piu sicuri risultati sono conseguibili con l installazione aggiuntiva di una camera di post-combustione, ovvero di una zona, interna o esterna (ovvero fisicamente separata) alla camera di combustione primaria, in cui per definizione le condizioni di combustione siano ben determinate e sicuramente controllabili. La normativa statunitense, che si riferisce alle condizioni di esercizio di inceneritori per rifiuti pericolosi, ma i cui disposti possono costituire un valido riferimento anche per RSU, prevede un tempo di permanenza dei fumi di almeno 2 secondi in camera di combustione primaria alla temperatura di 1000 C. La normativa tedesca invece prescrive per i RSU una camera di combustione primaria in cui esiste una zona di post-combustione (non necessariamente un post-combustore fisicamente separato) in cui i fumi permangono per almeno 0.3 secondi a 900 C Forni (camere di combustione primaria e secondaria) Camera di combustione primaria Nella camera di combustione primaria avviene la combustione vera e propria del rifiuto. Come si e visto il processo e governato dalla temperatura e dai tempi di ritenzione di fumo e residuo solido. In aggiunta, la geometria interna, la disposizione dei bruciatori (per le operazioni di accensione e avviamento) e la distribuzione dell aria, devono essere tali da realizzare condizioni termo-fluidodinamiche omogenee, al fine di assicurare la combustione completa del rifiuto e dei fumi.

4 Il dimensionamento del volume della camera di combustione primaria, V comb (m 3 ) viene effettuato sulla base del carico termico specifico CTS (Kcal/h m 3 ), ovvero dell apporto calorico orario, associato ai rifiuti alimentati, per metro cubo di volume di camera. V = Qr PCI CTS V comb. = Q r PCI r / CTS (m 3 ) Ove: Qr = portata di rifiuto alimentato (Kg/h); PCI r = potere calorifico inferiore del rifiuto (Kcal/Kg). Il CTS e un parametro progettuale empirico al quale pero e strettamente correlata la produzione di fumo e quindi il tempo di ritenzione in camera di combustione. Il valore di progetto da assegnare a CTS dipende dalla tipologia del rifiuto e dal tipo di forno. Per un tipico rifiuto non omogeneo, qual e il RSU si considerano i seguenti valori: Per RSU (forni a griglia e a tamburo rotante): CTS = Kcal/h m 3 (limite Kcal/h m 3 ). Nella prassi USA vengono assunti a base della progettazione valori piu prossimi al limite inferiore. Viceversa, nella prassi europea vengono assunti valori piu prossimi al limite superiore. Per RDF, Fanghi e altri rifiuti solidi omogenei (forni a letto fluido; forni a tamburo rotante): CTS = Kcal/h m 3 Per Rifiuti liquidi (forni per rifiuti liquidi): CTS > Kcal/h m 3 (fino a valori di Kcal/h m 3. Per i forni a griglia e importante il dimensionamento della superficie della griglia, dalla quale dipende il tempo di permanenza in combustione del residuo solido. Detto dimensionamento viene effettuato sulla base del carico specifico superficiale CSS (Kg RSU/h m 2 ). Valori tipici sono nel range CSS = Kg RSU/h m 2 (limite 300 Kg

5 RSU/h m 2 ). Ovviamente, il rapporto Volume camera/superficie griglia determina l altezza media della camera di combustione. Si ha pertanto: S griglia = Q r / CSS (m 2 ) In alcuni casi in letteratura si fa riferimento non al parametro CSS bensi al carico termico specifico superficiale CTSS (Kcal/h m 2 ) dato dal rapporto tra carico termico (Q r PCI r ) e superficie della griglia. In tal caso si ha : Sgriglia = Q r PCI r / CTSS Per i forni a letto fluido e importante il dimensionamento del diametro al fine di conseguire la condizione di fluidizzazione del letto. Allo scopo si utilizzano carichi specifici di progetto di Kg rifiuto/h m 2 (letto bollente) fino a oltre 400 Kg /h m 2 (letto fluido circolante). Anche in questo caso, come sopra, in letteratura e frequente il riferimento a carichi termici specifici (Kcal/h m 2 ) Camera di post-combustione Per realizzare l'ossidazione spinta dei composti organici (tra cui in particolare le diossine) e inorganici (carbonio fisso) associati ai fumi prodotti dalla combustione primaria, la camera di post-combustione deve assicurare condizioni di: alta turbolenza; eccesso di ossigeno libero; alta temperatura di esercizio. Infatti, sono proprio le fluttuazioni spaziali e temporali di tali parametri in sede di combustione primaria le vere responsabili dei fenomeni di formazione e distruzione dei microinquinanti organici (diossine) e degli altri incombusti nei fumi. Per il rigoroso controllo della temperatura, la camera di post-combustione deve essere dotata di uno o più bruciatori automodulanti alimentati con combustibile convenzionale. La sua configurazione geometrica e strutturale deve essere tale da evitare zone morte o fredde e cammini preferenziali. Per un suo corretto dimensionamento ed esercizio si prevede:

6 a) Per RSU, Rifiuti Speciali, e Rifiuti Pericolosi contenenti composti clorurati con meno del 2% di Cloro: tenore di ossigeno libero nei fumi 6% in volume velocità media dei fumi (nella sezione di ingresso) 10 m/sec tempo di contatto 2 sec temperatura dei fumi 850 C. Per Rifiuti pericolosi contenenti composti organici clorurati con tenore di cloro superiore al 2% in peso: Sono previste condizioni identiche a quelle sopra esposte, ad eccezione della temperatura di fumi, fissata in 1200 C. Pertanto il volume della camera di post-combustione si calcola come segue: V post-comb. T r Q f (T f + 273) / ( ) (m 3 ) Ove: T r 2 sec. Q f portata volumetrica di fumo (Nm 3 /h) = Q f (Kg/h) / γ f γ f peso specifico fumo in condizioni normali (0 C; 1 atm) (Kg/Nm 3 ) T f temperatura fumi ( C). Sia la camera primaria che di post-combustione, devono essere dotate di sistemi di misura e registrazione della temperatura. In uscita dalla post-combustione è sempre necessario prevedere la rilevazione continua con registrazione dell'ossigeno libero. È opportuno (indispensabile per i rifiuti pericolosi) adottare sistemi di blocco automatico dell'alimentazione dei rifiuti nei casi di eccessivo abbassamento della temperatura fumi (oltre 50 C ) e dell'ossigeno libero.

7 In sede di avviamento dell impianto l'alimentazione dei rifiuti potrà avvenire solo dopo che sia stata raggiunta nella camera secondaria la temperatura minima di legge. Questa temperatura deve essere raggiunta mediante combustibile convenzionale e solo allora dovranno essere alimentati i rifiuti e ridotti progressivamente i flussi di detto combustibile, in modo da rispettare continuamente le condizioni operative prescritte. In considerazione della particolare funzione attribuita alla camera di post-combustione (volano di sicurezza contro gli incombusti) appare indispensabile evitare l'uso in questo stadio di combustibili non convenzionali Efficienza di combustione L efficienza della combustione puo essere misurata sia relativamente ai gas di combustione sia relativamente al residuo solido (scorie): a- gas di combustione: In una combustione efficiente il carbonio organico viene pressoche totalmente convertito in CO 2. Viceversa, la presenza di CO nei fumi rappresenta una misura di inefficienza della combustione. Pertanto, l efficienza della combustione in fase gas E c puo essere misurata come E c = 100 CO 2 / (CO 2 +CO) (%) La determinazione viene effettuata tramite misura e registrazione in continuo di CO e CO 2 in uscita dalla camera di post-combustione. Per un efficiente combustione e di norma richiesto: E c 99.9 % Altre misure in continuo necessarie per il controllo della combustione sono, come gia detto: - Temperatura in combustione e post-combustione; - Ossigeno in post-combustione. b- scorie di combustione: L efficienza di combustione della frazione solida viene valutata in base alla presenza di incombusti nelle scorie prodotte. Detti incombusti possono essere organici (frazioni di

8 materiale combustibile grezzo non completamente mineralizzate) od inorganici (carbonio fisso residuo). Nella combustione di RSU la normativa italiana (D.M. 19/11/97, n, 503) richiede la presenza massima di incombusti totali pari al 3% in peso. Tipici riferimenti di altre norme sono: - incombusti organici: 2% in peso sulle scorie secche; - incombusti totali (organici + inorganici): 5% in peso sulle scorie secche Produzione di scorie e ceneri volanti Il materiale incombustibile (ceneri) presente nel rifiuto si converte in scorie e polveri (definite anche ceneri volanti). Per un RSU il totale scorie+polveri rappresenta il 22-30% in peso del rifiuto grezzo. Di questa frazione l 80% circa si ritrova come scorie e il 20% come polveri (ceneri volanti catturate dai sistemi di depolverazione). Per l RDF il residuo incombustibile si riduce a valori del 10-20% circa a seconda del livello di pretrattamento subito dal rifiuto Bilanci di materia ed energia-calcolo delle portate di aria e fumi Il bilancio termico attorno al forno e cosi determinabile (Fig. 19): Qi Hi + G = Qu Hu + Pi Bilancio termico del forno Detto bilancio indica che il carico entalpico in ingresso al forno Qi Hi (Kcal/h), associato alle portate di rifiuto e di aria di combustione, sommato al calore G (Kcal/h) generato dalla combustione, eguaglia il carico entalpico dei flussi in uscita Qu Hu (Kcal/h), associato alle portate di fumi e di scorie. Il termine Pi (Kcal/h) rappresenta le perdite entalpiche determinate dal contenuto di incombusti nelle scorie e dalla perdita di calore delle pareti esterne del forno per irraggiamento e convezione.

9 Fig.19: bilancio termico e materiale di un forno di incenerimento rifiuti Si ha, assumendo come temperatura di riferimento 25 C: Qi Hi = Q r Cp r (T r - 25) + Q a Cp a (T a -25) G = Q r PCI r Qu Hu = Q f Cp f (T f - 25) + Q s Cp s (T s - 25) Pi = P 1 + P 2 = z Q r PCI r + α ii Q s PCI ii + α io Q s PCI io

10 Ove: Q r, Q a, Q f, Q s rappresentano le portate di rifiuto, aria, fumi e scorie (Kg/h). Cp r, Cp a, Cp f e Cp s rappresentano i calori specifici di rifiuto, aria, fumi e scorie (Kcal/Kg h; valori medi nel range di temperatura considerato). T r, T a, T f, T s rappresentano le temperature di rifiuto, aria, fumi e scorie ( C). PCI r rappresenta il potere calorifico inferiore del rifiuto (Kcal/Kg). PCI ii e PCI io rappresentano i poteri calorifici inferiori degli incombusti inorganici e organici nelle scorie (Kcal/Kg). α ii e α io rappresentano le frazioni di incombusti inorganici ed organici nelle scorie. z rappresenta la frazione di calore dispersa per irraggiamento e convezione, rispetto al contenuto energetico G del rifiuto. Il bilancio si semplifica considerando il rifiuto alimentato alla temperatura ambiente (25 C) ed eventualmente anche l aria (in genere pero l aria viene pre-riscaldata con vapore o con i fumi di combustione, a temperature di C per favorire la combustione stessa). Con questa ipotesi il primo termine del bilancio Qi Hi si riduce a zero. Per quanto riguarda la perdita di calore P 1 per irraggiamento e convezione si stimano valori del 3-5% rispetto al calore generato G. Dall equazione di bilancio energetico, fissata la temperatura dei fumi e scorie (per RSU= C) si ricava la portata dei fumi Q f. Dall equazione di bilancio di materia si ricava poi la portata d aria Q a (Kg/h). Q r + Q a = Q f + Q s Bilancio di materia del forno Nota la portata complessiva di aria Q a e possibile il calcolo dell eccesso di aria e rispetto allo stechiometrico Qa stech. occorrente per la combustione. e = 100 (Q a Q a stech. ) / Q a stech. (%) La portata stechiometrica Q a stech puo essere calcolata in due modi:

11 a- calcolo dettagliato sulla base della composizione analitica del rifiuto: Le reazioni di ossidazione riguardano fondamentalmente il carbonio e l idrogeno contenuti nelle componenti organiche del rifiuto. In aggiunta possiamo considerare anche l eventuale presenza di atomi di zolfo. C + O 2 CO 2 H 2 + ½ O 2 H 2 O S + O 2 SO 2 Le reazioni sopra indicate sono utili ai fini dei calcoli stechiometrici. Sulla base delle stechiometrie complessive sopra riportate si calcola un fabbisogno stechiometrico specifico di aria Q a stech /Q r, pari a: Q a stech /Qr = C (H - O/8) S (Kg aria/kg rifiuto grezzo) Ove : C, H, O e S, rappresentano le concentrazioni % in peso degli elementi (contenuti nel solo materiale organico, quindi con esclusione delle presenze nell umidita del rifiuto e in altri composti inorganici) sul rifiuto tal quale (umidita inclusa). La presenza di 0 2 in aria e stimata del 23.2% in peso. Questa modalita di calcolo e generalmente seguita per rifiuti industriali a composizione costante, per i quali viene di regola determinata la composizione analitica elementare. b- Calcolo approssimato in relazione al PCI del rifiuto: Questa modalita di calcolo e tipica di rifiuti disomogenei quali i RSU, oltretutto di composizione variabile nel tempo. Una prima formula semiempirica si basa sul fabbisogno stechiometrico di 1.35 Kg aria per ogni 1000 Kcal sviluppate dalla combustione: Si ha pertanto: Q a stech / Q r = 1.35 PCI r / 1000 (Kg aria/kg rifiuto grezzo)

12 In alternativa sono proposte altre formule di calcolo della portata volumetrica specifica di aria stechiometrica : Formula di Veron: Q a stech / Q r = PCI r / 1000 (Nm 3 /Kg rifiuto grezzo) Formula di Rosin-Fehling: Q a stech / Q r = PCI r /1000 (Nm 3 /Kg rifiuto grezzo) Le due formule forniscono stime per difetto (Veron) e per eccesso (Rosin-Fehling). Una loro rappresentazione grafica e riportata in Fig. 20. Fig.20 Nella Fig. 21 e invece rappresentata la conseguente produzione volumetrica di fumo (produzione determinata dalla combustione stechiometrica) ricavata sulla base della due formule.

13 Fig.21 Nella Fig. 22 e riportato un diagramma per la stima approssimata dell eccesso d aria occorrente, in funzione del PCI del rifiuto. Fig.22 L uso di tali diagrammi e utile come riferimento generale per la verifica della bonta dei calcoli eseguiti sulla scorta dei bilanci di materia e di energia. A titolo orientativo, la portata volumetrica specifica dei fumi (teorica + eccesso d aria) per RSU con PCI di Kcal/Kg risulta nel range 6 10 Nm 3 /Kg RSU.

14 5.2 Sezione di recupero energetico Recupero di vapore in caldaia Il recupero di calore viene effettuato tramite produzione di vapore in caldaia, ove i fumi vengono raffreddati da T f (uscita post-combustione; T f = C per RSU) a T c = C (uscita caldaia). Il bilancio energetico della caldaia e cosi definito: Q f Cp f (T f -T c ) =Q v (H v - H l ) + P c Bilancio termico caldaia Ove: Q v (Kg/h) portata di vapore prodotto; H v (Kcal/Kg) entalpia del vapore prodotto; H l (Kcal/Kg) entalpia dell acqua in alimentazione alla caldaia; P c (Kcal/h) perdite di calore per irraggiamento e convezione. Il primo membro rappresenta il calore ceduto dai fumi. Il secondo, il calore recuperato come vapore, sommato alle perdite P c per irraggiamento e convezione. La perdita di calore P c dipende dalla potenzialita della caldaia e dal livello di schermatura e isolamento adottato. Possono andare da valori minimi del 0.8% fino a valori dell 8%. Un calcolo dettagliato puo essere fatto con grafici dell ABMA (American Boiler Manufacturers Association). Nella situazioni piu ricorrenti si hanno perdite nel range 1-3% del calore entrante: P c = ( ) Q f Cp f T f Il vapore puo essere prodotto in forma satura oppure surriscaldata. Quest ultima ipotesi e la piu ricorrente nell ipotesi di successivo recupero di energia elettrica. Tipici valori termodinamici del vapore surriscaldato e dell acqua surriscaldata di alimentazione della caldaia sono:

15 vapore surriscaldato: -pressione : 40 bar -temperatura: 350 C -H v (40 bar; 350 C): 738 Kcal/Kg acqua surriscaldata -pressione : 50 bar -temperatura: 130 C -H l (130 C) : 130 Kcal/Kg Dall equazione di bilancio termico, viene ricavata la produzione di vapore Q v. Dal rapporto tra calore recuperato come vapore e calore entrante coi fumi, si desume il rendimento termico della caldaia. Analogamente, dal rapporto tra lo stesso calore recuperato e il calore teoricamente sviluppabile dalla combustione del rifiuto, si desume il rendimento termico del sistema forno+caldaia: η caldaia = Q v (H v - H l ) / Q f Cp f T f Rendimento termico caldaia η caldaia + forno = Q v (H v - H l ) / Q r PCI r Rendimento termico forno+caldaia I due rendimenti sono dell ordine di circa η caldaia =70 75% e η caldaia+forno = 65 70% La produzione specifica di vapore Q v /Q r è ovviamente connessa al PCI del rifiuto e alle condizioni entalpiche del vapore prodotto. Per RSU con PCI dell ordine di 2500 Kcal/Kg e vapore surriscaldato a 40 bar e 350 C si conseguono produzioni di circa Kg vapore/kg RSU. Con PCI di 1500 Kcal/Kg e analoghe condizioni termodinamiche del vapore prodotto si conseguono produzioni specifiche di circa Kg vapore/kg RSU. Analogamente, in sistemi in cui si intende produrre vapore a bar, saturo o leggermente surriscaldato, per destinarlo ad utenze esterne, si hanno produzioni di Kg.vapore/Kg RSU, rispettivamente per P.C.I. variabili da Kcal/Kg.

16 5.2.2 Recupero di energia elettrica Forme di recupero Come gia detto, per un efficiente recupero di energia elettrica occorre che il vapore sia prodotto ad elevate condizioni entalpiche, ovvero in condizioni di surriscaldamento (indicativamente a pressione = bar, temperatura = C). Nella Fig. 23 e rappresentato il ciclo di Rankine a vapore surriscaldato. Fig.23: rappresentazione del ciclo Rankine a vapore surriscaldato in diagramma Temperatura/Entropia e in diagramma Entalpia/Entropia. L acqua in uscita dalla condensazione (punto 1) del vapore viene pompata alle condizioni di pressione della caldaia (1-2 trasformazione adiabatica). La trasformazione 1-2 e comunque poco significativa, tant e che spesso viene omessa nella rappresentazione del ciclo. L acqua in pressione subisce in caldaia il riscaldamento dapprima alla condizione di incipiente ebollizione (2-3 trasformazione isobara), poi alla condizione di vapore saturo (3-4 trasformazione isotermobarica) e infine alla condizione di vapore surriscaldato (4-5

17 trasformazione isobara). L espansione in turbina consente il recupero energetico (5-6 espansione isoentropica, ovvero adiabatica reversibile). Infine, la condensazione del vapore residuo ci riporta alle condizioni di partenza (6-1 trasformazione isotermobarica). L energia teoricamente recuperata e data dalla differenza tra il calore Q 1 recuperato in caldaia e il calore Q 2 disperso in condensazione: L = Q 1 -Q 2 il quale e rappresentato nel diagramma T,S dall area interna del ciclo. Analogamente, in diagramma H,S l energia recuperata e data dalla differenza tra l entalpia del vapore surriscaldato e l entalpia del vapore espanso L= Q 1 -Q 2 =H 5 -H 6. L energia effettivamente recuperata e minore di quella teorica ora calcolata perche occorre tenere conto di vari rendimenti tra cui in primo luogo quello connesso all espansione che segue in realta una trasformazione adiabatica che porta a condizioni entalpiche H 6 < H 6 (Il punto 6 si colloca in posizione piu elevata lungo l isobara passante per il punto 6). Possono essere adottati tre distinti criteri di espansione in turbina: - turbina a condensazione (Fig. 24) - turbina a contropressione (Fig. 25) - turbina a derivazione e condensazione (Fig. 26). Fig.24

18 Fig.25 Fig.26 Con le turbine a condensazione si attua una forte espansione fino a condizioni sottovuoto (pressioni in uscita di bar) allo scopo di attuare il massimo recupero di energia elettrica.

19 Con le turbine a contropressione l espansione viene limitata a una pressione di circa 2 4 bar, allo scopo di ottenere un recupero piu modesto di energia elettrica ma contemporaneamente anche di vapore da destinare ad utenze esterne (industrie; teleriscaldamento). Il recupero del vapore per utenze esterne all'impianto di incenerimento tuttavia rappresenta in moltissimi casi una possibilità solo teorica, sia perché il programma di utilizzazione del vapore deve essere analogo a quello di produzione (onde assicurare continuità di fornitura alle utenze), sia perché i forni di incenerimento per ovvie ragioni di impatto ambientale sono in genere ubicati a distanza dai centri abitati e spesso anche da aree industriali. La soluzione a derivazione e condensazione compendia le altre due nel senso che a derivazione nulla si ricade nella condizione di semplice condensazione e a derivazione totale si ricade nella condizione della semplice contropressione. Per questa sua versatilita rappresenta la soluzione normalmente adottata. Le turbine impiegate sono normalmente del tipo multistadio, quindi con la possibilita di effettuare spillamenti di vapore alla pressione desiderata per sopperire ad esigenze interne all impianto (degasatore; preriscaldamento aria di combustione; eventuale riscaldamento finale dei fumi al camino; riscaldamento uffici ecc..), ed eventualmente anche esterne Potenza recuperata La potenza teorica prodotta dall espansione in turbina e determinata dal salto entalpico tra vapore in alimentazione (AP) e vapore in uscita (BP) lungo la trasformazione isoentropica: N teorica turbina = Q vt (H v.ap - H v.bp ) Potenza teorica prodotta dall espansione La potenza reale prodotta all asse della turbina tiene poi conto del rendimento della turbina stessa η turb., al quale contribuiscono tre termini: -il rendimento isoentropico η is (detto anche rendimento alle palette) determinato dalle dissipazioni fluidodinamiche di energia sulle palette della turbina (creazione di vortici). Questo rendimento trasforma il salto teorico (isoentropico = adiabatica reversibile) in salto puramente adiabatico (irreversibile).

20 -il rendimento meccanico η mecc. determinato dalle perdite di energia meccanica ai cuscinetti; -il rendimento volumetrico η v. determinato dai trafilamenti di vapore nell interspazio rotore/statore. Per cui la potenza meccanica reale prodotta dall espansione risulta: N reale turbina = Q vt (H v.ap - H v.bp ) η turb. con η turb. = η is. η mecc. η v. La potenza elettrica reale generata, e resa disponibile ai morsetti del turboalternatore, tiene conto di ulteriori rendimenti: - rendimento dell alternatore η alt. (comprensivo delle perdite elettriche, dell energia assorbita dall eccitatrice e dagli organi di ventilazione, nonche delle perdite meccaniche del riduttore di giri nell accoppiamento turbina/alternatore). - rendimento organico della turbina η org. Questi, non e in realta un vero rendimento giacche tiene conto dei consumi di energia elettrica degli ausiliari di controllo, regolazione e lubrificazione della turbina. A volte, nel rendimento organico vengono inclusi anche i consumi di energia elettrica determinati da tutti gli ausiliari del ciclo termico (in particolare le pompe di pressurizzazione dell acqua alimentata in caldaia). In tali casi il rendimento si riduce nettamente (da valori prossimi al 95% a valori del 65 70%). Per cui la potenza elettrica effettivamente disponibile ai morsetti dell alternatore N el risulta: N el. (KW) = Q vt (H v.ap - H v.bp ) η TOT / 860 Potenza elettrica generata Ove: η TOT = η turb. η org η alt. Valori tipici dei vari rendimenti, per macchine di potenza media ( KW e vapore a bar) sono: η is. = ( nell ipotesi di sistema multistadio: per stadi ad AP, ad azione; per stadi a BP a reazione) η mecc. =

21 η v. = 0.99 η org = η alt. = (di cui circa 0.98 per dissipazioni elettriche e per dissipazioni meccaniche) η turb. = η is. η mecc. η v. = η TOT =η turb. η org η alt. = Chiaramente, il rendimento di una turbina e funzione anche della potenzialita (maggiori rendimenti competono alle macchine piu potenti). Inoltre, a parita di potenzialita il rendimento e fortemente influenzato dal carico di esercizio (a carichi parziali corrispondono sensibili diminuzioni di rendimento rispetto al pieno carico) Nel grafico di Fig. 27 e riportata la correlazione rendimento/potenza a pieno carico per turbine multistadio Fig.27 Nel calcolo di N el occorre considerare la portata oraria di vapore effettivamente espanso in turbina. Ovvero, con la soluzione a derivazione e condensazione occorre tener conto degli eventuali spillamenti per consumi di vapore per il degasatore (5 10% circa, mediante spillamento dalla turbina a bar circa, oppure mediante derivazione dalla rete AP) e per il preriscaldamento eventuale dell aria di combustione (7 12% circa), nonche ulteriori consumi connessi a spurghi e servizi ausiliari vari. Il consumo interno di vapore puo

22 dunque valere il % circa della produzione in caldaia. I calcoli dettagliati sono eseguibili con semplici bilanci di termici. In alcuni impianti di incenerimento e previsto, in aggiunta, un consumo non trascurabile di vapore per il riscaldamento dei fumi a C, prima dell emissione dal camino onde evitare la formazione di vistosi pennacchi di vapore in condensazione. Analogamente dicasi per sistemi a contropressione. Inoltre, occorre considerare che l entalpia H v.ap del vapore ad alta pressione in ingresso alla turbina puo differire dell 1 3% circa dall entalpia del vapore prodotto in caldaia H v a causa di perdite di calore lungo la linea di trasporto alla turbina (perdite commisurate alla distanza percorsa e al livello di isolamento adottato). L entalpia allo scarico della turbina H v.bp dipende dalle condizioni termodinamiche del vapore a bassa pressione prodotto dall espansione. Come gia detto, in impianti a semplice condensazione sono tipiche le espansioni del vapore da 40 bar e 350 C (H v.ap = 738 Kcal/Kg) a condizioni termodinamiche di bar (H v.bp = Kcal/Kg). In impianti a contropressione l espansione e limitata alla condizione di utilizzo del vapore BP (normalmente 2 4 bar). Nella Fig. 28 e riportato un diagramma illustrante la potenza prodotta ai morsetti dell alternatore in funzione del vapore derivato (impianto a condensazione e derivazione). Fig.28

23 Si constata che il recupero netto di energia elettrica in impianti con sola condensazione e dell ordine di 0.2 KWh/Kg di vapore espanso. Conseguentemente, il quantitativo di energia elettrica ricavabile dall'espansione del vapore in turbina è di KWh/Kg RSU, per un intervallo di P.C.I. di Kcal/Kg; valore che sale a circa KWh/Kg RSU per un P.C.I. di circa Kcal/Kg. Nel complesso, il recupero di energia elettrica in un forno di incenerimento di rifiuti con turbina a condensazione (recupero di sola energia elettrica senza destinazione di calore ad utenze esterne e con derivazioni limitate agli usi tecnologici interni) risulta del 15 20% circa (energia elettrica prodotta/contenuto energetico del RSU) come evidenziato negli schemi di bilancio energetico di Fig. 29. Ovviamente, i migliori rendimenti competono a RSU con elevato PCI. Fig.29

24 Con impianti a contropressione la produzione di energia elettrica risulta di circa KWh/Kg RSU, in dipendenza del PCI e della pressione del vapore allo scarico. La potenza elettrica generata in impianti a derivazione e condensazione N el. (KW) e calcolabile come somma dei due stadi: N el. = N el + N el N el. = Q vt (H v.ap - H v. ) η TOT / (1 - K) Q vt (H v. - H v.bp ) η TOT /860 Ove K e la frazione di vapore derivato alle condizioni entalpiche H v.. Nella Fig. 30 è riportato il rendimento di recupero di energia elettrica e termica (vapore 2 bar) in impianti a derivazione e condensazione. Fig.30 Nelle Figg. 31 e 32 sono rappresentati i dati operativi e di bilancio termico e materiale di due impianti di incenerimento RSU (di capacita 500 ton RSU/d; PCI r = 2200 Kcal/Kg) con ciclo termico a condensazione (Fig. 31) e a contropressione (Fig. 32). Il ciclo a

25 contropressione e analogo a quello a condensazione, con la differenza pero che allo scarico della turbina il vapore e alla pressione di 1.5 bar (anziche 0.12 bar in caso di condensazione). Con il ciclo a condensazione si consegue un recupero netto di energia elettrica del 16%, contro il 10.1% del ciclo a contropressione. Pero in quest ultimo caso si ha una cogenerazione di calore destinato ad utenze esterne, cui corrisponde un rendimento di recupero del 61%. Quindi il rendimento energetico della cogenerazione (energia elettrica + calore) ammonta complessivamente al 71.1%. Fig.31 Fig.32