Micro-cogenerazione per utenze residenziali e commerciali

marzo 2012 di A Gimelli, M Muccillo, M De Nitto, M Migliaccio Tecnica I Micro-cogenerazione per utenze residenziali e commerciali Problematiche, analisi sperimentali, simulazioni termofluidodinamiche e valutazioni tecnico-economiche Nel presente lavoro sono state affrontate le problematiche relative agli aspetti energetici dei processi di cogenerazione In particolare si fa riferimento ad un impianto di cogenerazione progettato e realizzato presso il Dipartimento di Meccanica ed Energetica (DiME) dell Università degli Studi di Napoli Federico II, basato su un motore alternativo a combustione interna alimentato a GPL Viene, altresì, proposta una valutazione comparativa dei risultati conseguibili con riferimento a sei tipologie di utenze Figura 1- Contributo al TPES delle diverse fonti energetiche al 2008 (142665 TWh) *Include geotermico, solare, eolico, ecc [2] Uno degli elementi di maggiore criticità delle moderne società dei Paesi sviluppati è senz altro costituito dall approvvigionamento energetico Il crescente livello di benessere e lo sfruttamento indiscriminato delle risorse del Pianeta configurano un equilibrio precario fra offerta e domanda di energia Tale fragilità, spesso sottovalutata, traspare di fronte a sconvolgimenti geopolitici quali quelli che hanno interessato i Paesi dell Africa mediterranea e del Golfo Persico nei primi mesi del 2011 Alle crescenti difficoltà riconducibili alla ricerca del suddetto equilibrio si accompagnano, con effetti a livello globale, le ricadute ambientali connaturate all utilizzo delle fonti energetiche tradizionali Per comprendere l entità del problema si consideri che l espletamento delle attività umane nel mondo ha richiesto, nel solo 2009, un consumo di energia primaria (Total Primary Energy Supply - TPES) di circa 130000 TWh [1], cui corrisponde un impiego annuale medio di potenza di 15 TW Analizzando le singole fonti, poi, si scopre che il petrolio contribuisce al TPES per un terzo, il carbone per il 27% e il gas naturale per un quinto; il restante 20% circa è ottenuto da un mix di fonti di diversa natura, rinnovabili e non, in cui un ruolo significativo è svolto dall energia nucleare ed idroelettrica, mentre un ruolo più marginale spetta all energia geotermica, solare ed eolica (Figura 1) Il costante equilibrio della bilancia energetica globale presenta elementi di forte criticità sia se si fa riferimento alla domanda che all approvvigionamento delle fonti primarie di energia Per quanto concerne il settore dell estrazione, ad esempio, è sufficiente considerare che i giacimenti petroliferi americani hanno raggiunto il picco di produzione già negli anni Settanta, mentre si ritiene che il massimo sfruttamento delle restanti riserve mondiali sia stato recentemente raggiunto [3] Una conseguenza del raggiungimento del cosiddetto picco di Hubbert risiede nell inevitabile aumento del costo di estrazione a causa dello sfruttamento di giacimenti sempre più profondi e della sofisticazione dei mezzi di ricerca di nuovi siti, con sforzi economici e tecnologici tali, probabilmente, da rendere questa attività antieconomica nei prossimi decenni Ad aggravare ulteriormente tale scenario contribuisce il continuo incremento della domanda di energia in conseguenza sia della crescita demografica che dell estrema difformità nell accesso alle risorse del Pianeta È evidente, quindi, come il conseguimento di un sistema energetico stabile, ecosostenibile e capace di garantire una più equa distribuzione delle Prof ing Alfredo Gimelli, ing Massimiliano Muccillo, ing Mauro De Nitto, prof ing Mariano Migliaccio, Dipartimento di Meccanica ed Energetica (DIME) dell Università degli Studi di Napoli Federico II

II marzo 2012 risorse non possa prescindere da un uso più efficiente dell energia e da un ricorso crescente alle fonti di energia rinnovabile Alcuni studi indicano come un obiettivo raggiungibile la riduzione del 20% dei consumi di energia semplicemente correggendo alcune abitudini ed utilizzando nuove tecnologie D altronde, gli studi condotti nell ambito del Global Climate Energy Project dell Università di Stanford mostrano chiaramente l enorme potenziale exergetico disponibile in natura ed attualmente inutilizzato Si stima, ad esempio, che se si potessero sfruttare integralmente l energia geotermica e del vento si potrebbe soddisfare numerose volte il fabbisogno globale Mentre l idroelettrico ed il nucleare presentano margini di crescita più teorici che sostanziali, molto significativi sono i dati riguardanti l energia solare incidente La sola radiazione intercettata al suolo potrebbe coprire centinaia di volte la domanda energetica mondiale a fronte di un contributo che, su scala globale, oggi non raggiunge lo 01% [4] I margini di crescita, quindi, anche se teorici, sono enormi e tali da giustificare una conversione estensiva degli apparati di produzione verso un economia basata sullo sfruttamento delle fonti rinnovabili (Green Economy), cercando di diversificare le fonti di energia primaria e rimuovere, così, le criticità economiche, geo-politiche ed ambientali che affliggono l approvvigionamento energetico nello scenario attuale Nel suddetto contesto, ed in particolare con riferimento al risparmio energetico teorico conseguibile nell immediato futuro, un contributo fondamentale potrebbe derivare dall applicazione diffusa della tecnica cogenerativa [5] Lo sviluppo di un modello di generazione elettrica distribuita, che costituisce il logico approdo di un applicazione matura e su larga scala dei processi di cogenerazione, potrebbe avere risvolti tali da far rivedere al rialzo il margine percentuale di riduzione del fabbisogno energetico mondiale Proprio il riconoscimento dell interesse strategico della produzione combinata di energia termica ed elettrica, nonché della necessità di un ripensamento del sistema di approvvigionamento energetico, ha spinto il Dipartimento di Meccanica ed Energetica (DiME) dell Università di Napoli Federico II a concentrare i propri sforzi sullo studio e sulla prototipazione di microcogeneratori basati su motori alternativi a combustione interna Iniziato nei primi anni Novanta lo studio, condotto nell arco di un decennio, si proponeva di affrontare e risolvere il problema energeticamente più sensibile di un impianto di cogenerazione, quello di approntare e successivamente affinare un efficace sistema di drenaggio dell energia termica altrimenti dissipata [6 10] I diversi prototipi allestiti nel corso degli anni hanno consentito, accanto ad una comprensione sempre più profonda delle problematiche sottese alla realizzazione di un cogeneratore di piccola taglia, di maturare un significativo know-how in materia di sistemi efficienti di recupero termico I successivi miglioramenti hanno condotto alla realizzazione di diversi impianti con motore alternativo ad accensione comandata alimentati a GPL caratterizzati da una potenza elettrica che varia da 3 a 15 kw Prove sperimentali hanno dimostrato la possibilità di ottenere rendimenti di primo principio (CUC) addirittura superiori all unità come conseguenza del recupero del calore di condensazione dell acqua presente nei gas di scarico del motore a ci 1 I lavori, però, hanno evidenziato la necessità di uno studio approfondito circa la possibilità di un effettiva utilizzazione dei reflui termici attraverso l analisi dell interazione cogeneratore-utenza Con il ricorso a motori primi termici di piccola taglia, infatti, persino nell ipotesi teorica di assenza di integrazioni, il vantaggio energetico della produzione combinata, espresso come segue: REP 1 1 e t erif c dove h e, h t, h erif e h c rappresentano rispettivamente il rendimento elettrico nominale ed il rendimento termico effettivo del cogeneratore, il rendimento elettrico medio di centrale ed il rendimento termico medio di caldaia, non è sempre scontato senza un adeguato sfruttamento della potenza termica recuperata (Figura 2) Come mostrato in figura, ad esempio, l esercizio di un cogeneratore caratterizzato da un rendimento elettrico del 36% non comporterebbe alcun risparmio di energia primaria senza l utilizzo di almeno il 40% della potenza termica nominale recuperabile Tale condizione non è sempre realizzabile a causa soprattutto della variabilità delle richieste termiche dell utenza Il grande potenziale della tecnica cogenerativa, quindi, è conseguibile solo a seguito di un accurata scelta del lay-out dell impianto, della strategia di accensione-spegnimento e della taglia del motore primo termico, in maniera tale da garantire significativi risparmi di energia primaria nelle condizioni economiche più vantaggiose Il REP, inoltre, è fortemente dipendente dai profili di carico dell utenza e dai livelli di temperatura ai quali i diversi fluidi termovettori sono richiesti Figura 2 - Andamento del REP al variare del rendimento elettrico del cogeneratore per h erif = 046, h c =09, h tnom =1-015 - h e e per diversi valori del rendimento termico effettivo Proprio al fine di stimare i potenziali vantaggi della tecnica cogenerativa nelle applicazioni residenziali e commerciali, si è affrontato il problema dell analisi di detta interazione attraverso un approccio termo-economico Lo studio, condotto con riferimento alle prestazioni del prototipo da 15 kw elettrici, si è avvalso di algoritmi di calcolo all uopo sviluppati

marzo 2012 Tecnica III Esperienze sugli impianti di cogenerazione A partire dagli anni Novanta, gli studi condotti presso il DiME in tema di microcogenerazione hanno condotto alla realizzazione di numerosi prototipi, tutti basati su motori alternativi a combustione interna alimentati mediante combustibile gassoso ed espressamente progettati per il funzionamento a punto fisso In tale ambito sono stati realizzati sistemi caratterizzati da potenze elettriche comprese fra i 3 ed i 15 kw, in cui il comune target progettuale era costituito, accanto ad un basso costo della componentistica, da un recupero spinto del calore di scarto del ciclo termodinamico altrimenti disperso in ambiente In tal modo si è inteso ovviare al modesto valore del rendimento globale, e quindi elettrico, che caratterizza i motori alternativi di piccola taglia sfruttando la conseguente maggior quantità di energia termica resa dal ciclo al fine di conseguire rendimenti di primo principio persino superiori all unità, come già precisato, indipendentemente dalla taglia dell impianto, con un conseguente abbattimento dei costi di esercizio Gli impianti, realizzati nel corso di un decennio, rappresentano diverse interpretazioni del concetto di recupero totale dell energia termica generata Nel seguito si propone una schematica classificazione dei prototipi realizzati unitamente ad una loro sintetica descrizione; in Figura 3, infine, sono riportati i due schemi d impianto cui sono riconducibili le diverse realizzazioni a Impianto da 3 kw a drenaggio misto e circuito aperto: L impianto, realizzato mediante un motore a cia Honda di 360 cm 3 ad accensione comandata, era stato successivamente modificato per consentire l alimentazione a GPL Il drenaggio del calore proveniente dall impianto di raffreddamento e dalla linea di scarico avveniva mediante camicie d acqua, mentre il calore generato dal motore elettrico e quello irraggiato dal sistema veniva recuperato mediante uno scambiatore ariaaria In questo primo schema il CUC non superava il 75% b Impianto da 3 kw elettrici ad immersione: Al fine di ovviare ai limiti di recupero del primo prototipo, un ulteriore passo nel perseguimento del recupero totale aveva previsto una completa immersione del gruppo moto-generatore in una soluzione ECU di acqua e glicole Il sistema di drenaggio, inoltre, si completava di un dispositivo preposto al recupero del calore latente di condensazione del vapore d acqua contenuto nei gas di scarico Tale accorgimento permetteva di misurare valori di efficienza isolante termico ed acustico energetica complessiva di poco superiori all unita se, come avviene normalmente, si faceva riferimento al potere calorifico inferiore del combustibile L unità termica era costituita da un motore monocilindrico raffreddato ad aria di 480 cm 3 accoppiato ad un generatore asincrono normalmente utilizzato per l azionamento delle pompe sommerse Il particolare SCHEMA DI MICROCOGENERATORI AD IRRORAZIONE DA 3 * -6 E 10 kw schema di recupero termico aveva richiesto un particolare trattamento delle superfici del motore L impianto, però, aveva evidenziato, fra gli altri, problemi relativi ad infiltrazioni d acqua del motore e costi di realizzazione tali da compromettere il raggiungimento degli obiettivi prefissati c Impianto da 3 kw elettrici ad irrorazione: al fine di ovviare agli inconvenienti riconducibili al battente idraulico si era pensato ad uno schema che prevedesse il gruppo motogeneratore solo parzialmente immerso nel fluido termovettore e racchiuso in un contenitore stagno Il particolare impianto preposto al drenaggio dell energia termica comprendeva un sistema di nebulizzazione, dedicato all aspersione delle superfici calde delle macchine, e due scambiatori utilizzati per il trasferimento della potenza termica recuperata al fluido termovettore dell utenza a due livelli di temperatura A fronte di un indice di utilizzazione del combustibile paragonabile al caso precedente si manifestavano perplessità circa i costi di realizzazione e problemi relativi alla qualità dell energia elettrica generata a causa dell irregolarità del momento motore tipica del motore monocilindrico impiegato d Impianti da 6 kw e 10 kw elettrici ad irrorazione: la necessità di conseguire un miglioramento del comportamento elettrico del sistema conduceva all adozione di un motore bicilindrico di 725 cm 3 in maniera da ridurre significativamente il grado di irregolarità, anche attraverso l installazione di volani di maggiori dimensioni I due valori di potenza erano ottenuti mediante la stessa unità termica operante rispettivamente a 1500 e 3000 giri/min In ultimo, la constatazione della notevole criticità rappresentata dall isolamento dei sistemi elettrici portava ad un ripensamento del sistema di recupero termico ed un ritorno ad una soluzione che prevedesse l aria quale fluido vettore L ultimo sistema progettato, caratterizzato da una potenza elettrica di 15 kw, era oggetto di un approfondita analisi della quale si riportano nel seguito i principali risultati gas di scarico acqua rete idrica acqua calda sanitaria al circuito di riscaldamento dal circuito di riscaldamento Figura 3 - Schemi d impianto utilizzati nel corso della sperimentazione SCHEMA DI MICROCOGENERATORE AD IMMERSIONONE DA 3- kw

IV marzo 2012 L impianto di cogenerazione da 15 kw Il micro-cogeneratore è stato costruito derivando l unità termica da un motore alternativo a ci bicilindrico Lombardini con disposizione a 360 delle manovelle, una cilindrata totale di 686 cm 3 ed un rapporto volumetrico di compressione pari a 105 (Figura 4) Alcune delle principali caratteristiche tecniche del motore sono riassunte nella Tabella 1 Figura 4 - Fotografie dell impianto di micro-cogenerazione da 15kW Alesaggio 75 mm Corsa 775 mm Cilindrata totale 686 cm 3 Numero cilindri 2 Alimentazione (loop chiuso) GPL (metano) Sistema abbattimento inquinanti Catalizzatore a 3 vie Massa complessiva 57 kg Il sistema prevede il funzionamento del motore a pieno carico con modalità di esercizio del tipo on/off e ad un regime di rotazione di 3060 giri/min, come risultato della condizione di equilibrio tra il momento motore e quello resistente del generatore asincrono In particolare il gruppo moto-generatore eroga una potenza meccanica di circa 184 kw all albero del motore alternativo, cui corrisponde una potenza elettrica pari a 151 kw a piena apertura della valvola di ammissione Il micro-cogeneratore, collegato alla rete esterna, eroga con continuità l energia elettrica immettendola in rete, mentre l energia termica recuperata viene resa ad utenze esterne, per le quali si prevede che il cogeneratore fornisca l energia termica di base Il motore utilizza, inoltre, un sistema di recupero del calore caratterizzato da un unico circuito ad acqua, come la maggior parte dei micro-cogeneratori in commercio [11,12], e risulta opportunamente isolato rispetto all ambiente esterno Il sistema prevede il recupero del contenuto entalpico dei gas di scarico del motore e dell acqua di raffreddamento, nonché della potenza termica dispersa all interno dell involucro che ospita il gruppo per effetto dell irraggiamento In particolare il recupero del calore avviene attraverso tre differenti scambiatori di calore (Figura 5): --il primo scambiatore, definito ambientale (A), recupera il calore irraggiato o comunque disperso dall impianto all interno dell involucro che lo alloggia; per favorire lo scambio termico una ventola agevola i flussi convettivi all interno dell involucro al fine di massimizzare il recupero; --il secondo scambiatore (B) è preposto al recupero del calore proveniente dal circuito di raffreddamento del MCIA; --il terzo scambiatore (C) recupera il contenuto entalpico dai gas di scarico del MCIA TAbella 1 - Caratteristiche tecniche del motore adottato DRENAGGIO TERMICO MICROGOENERATORE DIME-LOMBARDINI FIGURA 5 - Layout e schema del micro-cogeneratore

marzo 2012 Tecnica V L acqua utilizzata per il recupero termico viene immessa a bassa temperatura mediante la pompa P nell involucro, al cui interno avviene il recupero di calore, e ne fuoriesce nelle condizioni di temperatura rappresentate dal punto 5 La portata è tale da contenere la temperatura massima nel punto 5 entro i 50 C Benché le attività sperimentali non abbiano previsto il funzionamento dell impianto in configurazione trigenerativa, nelle analisi numeriche riportate nel seguito è stato simulato l accoppiamento dell impianto descritto con una macchina frigorifera ad assorbimento di piccola taglia; è stato così possibile verificare i risultati conseguibili nell ipotesi di voler utilizzare i reflui termici del motore per il soddisfacimento del carico frigorifero nelle ore estive nei casi di utenze caratterizzate da una stagionalità dei carichi Analisi sperimentale Il sistema cogenerativo decritto è stato oggetto di una intensa attività sperimentale, eseguita a massimo carico e finalizzata alla determinazione delle grandezze di riferimento [16] I dati medi ricavati a seguito dei test di laboratorio sono riportati, per esigenze di sintesi, in Tabella 2 tabella 2 - Dati medi conseguiti mediante le prove di laboratorio Velocità di rotazione n Potenza elettrica disponibile P el Rendimento dell alternatore Potenza utile all albero del motore 3060 giri/min 151 kw alternatore 082 P ua Temperatura dei gas di scarico all uscita dei cilindri Tgas scar Temperatura dei gas di scarico in ingresso allo scambiatore C T 8 Temperatura dei gas di scarico all uscita dello scambiatore C T 9 Temperatura dei gas di scarico all uscita in atmosfera T exh 1839 kw 1175 K 938 K 472 K 400 K Portata di acqua da riscaldare m H2O 025 Kg/s Temperatura dell acqua all ingresso del micro-cogeneratore T1 28815 K Temperatura dell acqua di raffreddamento all uscita del motore T 6 35815 K Temperatura dell acqua di raffreddamento all ingresso del motore T 7 34815 K Bilanci di energia: simulazione termo-fluidodinamica monodimensionale Al fine di stimare le prestazioni energetiche globali del cogeneratore è stato necessario integrare i dati sperimentali con quelli derivanti dall analisi termo-fluidodinamica 1D del flusso all interno del MCIA; in tal modo è stato possibile determinare tutte le grandezze necessarie per poter eseguire i bilanci di massa ed energia per l intero sistema di microcogenerazione e per ogni suo singolo componente Effettuate le seguenti ipotesi e definizioni (Figura 5): Q Q Q (1) Q Q Q Q ambientale = m raf = m cooler = m H 2 O c H2 O T 3 T 2 H 2 O c T 4 T 3 H 2 O H 2 O c 5 H 2 O ( ) ( ) = m c H 2 O H2 mot O ( T 6 T 7) ( T T 4) = ṁgas scar c (T T ) pgas scar 8 9 prima = mgas scar c pgas scar (T gas scar T 8 ) dopo = mgas scar c pgas scar (T 9 T exh ) persa = mgas scar c pgas scar (T exh T amb ) gas scar = Q prima+q cooler + Q dopo+q persa le equazioni di bilancio di massa ed energia possono essere poste nella forma rappresentata dal sistema (2) Per quanto concerne la simulazione del flusso interno al motore, invece, si è fatto ricorso ad una schematizzazione monodimensionale per i condotti e ad una modellazione zero-dimensionale dei cilindri [21, 22] Il modello di calcolo utilizzato per condurre la suddetta analisi termo-fluidodinamica è stato sviluppato interamente presso il DiME nel corso dell ultimo ventennio [21 35] Si tratta di un codice ampiamente modulare, in grado di analizzare tutte le principali configurazioni motoristiche, come dimostrato dalle applicazioni condotte sui motori 4 tempi ad accensione per compressione [22, 24, 26,30] e ad accensione comandata [22, 23, 25, 27 34] mgas scar = ma+ mc P + ua Q + irr Q + Q raf Q ambientale = Q prima+q m h + P η = m h H2 O 1 p p H 2 O 2 (2) gas scar + ξ = mc H i irr + Q dopo m c H i + m h = P + m h + Q H2 persa+ ξ O 2 ua H 2 O 5

VI marzo 2012 Le principali peculiarità del codice di calcolo sono descritte nel seguito, con particolare riferimento all applicazione in esame e relativa alla valutazione delle prestazioni del motore ad accensione comandata che costituisce il cuore del micro-cogeneratore Per ulteriori dettagli si rimanda alla relativa sezione bibliografica [21 35] Modello di flusso 1D: come ampiamente descritto nei lavori citati, si tratta di un modello basato su una schematizzazione monodimensionale del flusso nei condotti di aspirazione e scarico, in grado pertanto di caratterizzare quei fenomeni di propagazione ondosa che controllano in maniera decisiva il coefficiente di riempimento dei cilindri Le equazioni di bilancio della massa, della quantità di moto e dell energia in forma conservativa (3) sono risolte utilizzando la tecnica TVD (Total Variation Diminishing) [36,37] U + t F U = S x ρ ρu U = ρe ρx r ρx f ρu ρu 2 + p F = ρuh ρux r ρux f ρuα ρu ( 2 α + 2f D u u ) S = ρuhα 4q D ρux r α ρux f α (3) sia in grado di corrugare la superficie del fronte di fiamma, supposto di spessore infinitesimo, in maniera self-similare Indicando, quindi, con ρ u la densità dei gas incombusti, con A T e A L rispettivamente le aree del fronte di fiamma turbolento e laminare e con S L la velocità laminare di fiamma, è possibile scrivere: dm b dt A = ρ u A T S T (4) L = λ D 3 2 con max T dove le dimensioni di massimo e minimo corrugamento ( λ max,λ min ) e quella frattale ( D 3 ) necessarie al calcolo della velocità di combustione nella (4) sono, infine, determinate sulla base delle caratteristiche del campo di moto turbolento La descrizione di tale moto, poi, avviene sulla base della risoluzione di due ulteriori equazioni differenziali di bilancio delle grandezze K = 1 2mU 2 (energia cinetica del campo di moto medio) e k = 3 2mu' 2 (energia cinetica turbolenta) secondo il noto modello K k proposto in [39] e in parte modificato come riportato in [34] La definizione del modello termo-fluidodinamico 1D-0D del motore ha richiesto, però, dapprima la determinazione delle misure geometriche dello stesso (Figura 6) A L λ min I termini r,u,p, E = cvt +u 2 2, H = c p T +u 2 2 nel sistema di equazioni (3) rappresentano rispettivamente la densità, la velocità, la pressione, l energia e l entalpia totale per unità di massa Ulteriori equazioni di bilancio delle specie chimiche x r e x f, che indicano le frazioni massiche di gas residui e di combustibile, consentono di caratterizzare correttamente la composizione dei gas nel cilindro a valle della chiusura delle valvole di aspirazione Il sistema di eq (3) tiene ovviamente conto, nel vettore dei termini sorgente S, delle variazione di area del condotto ( α = 1 Ω dω dt ), delle forze d attrito ( f ) e dello scambio termico fra fluido e parete ( q ) Modello di combustione e modello di turbolenza [22, 23, 31, 34,39]: la necessità di valutare il funzionamento del propulsore in una condizione operativa caratterizzata da dati sperimentali incompleti ha determinato l esigenza di una simulazione del motore stesso Affinché i dati sperimentali fossero in accordo con i valori delle corrispondenti grandezze nel modello 1D-0D, e quindi i risultati dell analisi fossero coerenti con il funzionamento reale dell apparato sperimentale, si è agito su alcuni dei parametri di regolazione del modello, quali il rapporto aria/combustibile e l angolo di anticipo all accensione Lo sviluppo del processo di combustione e la velocità di rilascio del calore possono variare considerevolmente in relazione alle diverse condizioni di funzionamento del motore Ciò comporta l impossibilità di ricorrere a modelli di combustione semplificati, spesso adottati anche in codici di calcolo commerciali, come quelli basati sulla legge di rilascio del calore di Wiebe Si è utilizzato, invece, un modello quasi-dimensionale basato sui concetti della geometria frattale per il calcolo della velocità di combustione turbolenta [22, 23,39] L idea alla base del suddetto modello è che il campo di moto turbolento Figura 6 - Dati geometrici riferiti allo schema 1D del motore Come accennato in precedenza, il modello è stato tarato agendo sul rapporto aria-combustibile α, sull anticipo all accensione e su altre variabili di Tuning 2 in modo da ottenere come output alcune delle stesse grandezze misurate (Tabella 2): P ua = 1839 kw, T gas scar = 1175 K, T 8 = 938 K, T 9 = 472 K, T exh = 400 K, ma = 001837 Kg/s Integrando i bilanci di massa ed energia (Eq (1)) con i dati della simulazione termofluidodinamica sono stati, poi, ricavati i risultati riportati nella Tabella 3 Infine, rapportando rispettivamente la potenza elettrica ( P el ), la potenza persa all alternatore ( P el P ua ), la potenza termica recuperata dallo scambiatore ambientale ( Q ambientale ), la potenza termica recuperata dall acqua di raffreddamento del motore ( Q raf ), la potenza termica recuperata dallo scambiatore dei gas di scarico ( Q cooler ), la potenza termica persa dai gas di scarico nell ambiente esterno ( Q persa ) e la potenza termica persa dal motore e non recuperabile ( ξ ) con la potenza termica in ingresso con il combustibile ( m c H i - essendo tutti i valori dei parametri

marzo 2012 Tecnica VII tabella 3 - Dati ottenuti dall analisi integrata con le eqi di bilancio e la simulazione termo-fluidodinamica 1D Portata massica di aria in ingresso m a 001837 kg/s Coefficiente di riempimento del motore v 0907 Portata massica di combustibile (GPL) in ingresso nel motore m c 000117 kg/s Potenza termica in ingresso con il combustibile m c Hi 5462 kw Rapporto di miscela 1559 Portata massica dei gas di scarico all uscita del motore m gas scar 001954 kg/s Potenza termica del motore P ter 3185 kw Potenza termica recuperata dallo scambiatore ambientale Q ambientale 11188 kw Potenza termica recuperata dallo scambiatore dei gas di scarico Q cooler 10282 kw Potenza termica recuperata dai gas di scarico dopo lo scambiatore Q dopo 1589 kw Potenza termica idealmente recuperabile dai gas di scarico del motore Q gas scar 19572 kw Potenza termica persa dal motore per irraggiamento Q irr 4370 kw Potenza termica persa dai gas di scarico nell ambiente esterno Q persa 2468 kw Potenza termica recuperata dai gas di scarico prima dello scambiatore Q prima 5229 kw Potenza termica recuperabile dall'acqua di raffreddamento del motore Q raf 10378 kw Potenza termica persa dal motore e non recuperabile 1912 kw Port massica di acqua da riscaldare m H 2 Omot 0248 kg/s Rendimento del MCIA, g 0337 Rend elettrico del microcogeneratore mc 0276 Rend termico del microcogeneratore ter 058 Temperatura dell acqua all uscita della pompa T 2 28815 K Temp dell acqua all uscita dello scamb di calore ambientale T 3 29883 K Temperatura dell acqua all uscita dello scambiatore d calore del motore T 4 30874 K Temperatura dell acqua all uscita dal microcogeneratore T 5 31855 K indicati deducibili dalle Tabella 2 e Tabella 3) è stato possibile ricavare il bilancio energetico riportato in Figura 7 Dalla Figura 7 si evince come solo il 14% della potenza in ingresso nel micro-cogeneratore non può essere utilmente sfruttata per fini cogenerativi L impianto proposto, dunque, presenta un valore del Coefficiente di Utilizzazione del Combustibile (CUC), definito secondo la formulazione seguente: CUC = E + Q El th (5) m c H i figura 7- Bilancio energetico del cogeneratore dell 86% nelle condizioni sperimentali di prova, che confrontato con i dati di letteratura [11] è tra i valori più elevati in corrispondenza della taglia del micro-cogeneratore considerato Nella (5) si è indicato con E El l energia elettrica generata in un generico intervallo temporale (tipicamente un anno nelle analisi riportate nel seguito) dall impianto di cogenerazione, con Q th l energia termica utilmente recuperata e con m c H i l energia primaria consumata come combustibile dall impianto Ovviamente, l inserimento di un ulteriore scambiatore sui gas di scarico, capace di recuperare anche l aliquota marginale, ma ancora significativa, di energia termica da essi posseduta, porterebbe i gas di scarico ad una più bassa temperatura (utile, per esempio, per la produzione di acqua calda sanitaria), con la possibilità di realizzare un CUC più elevato e prossimo all unità, come è stato peraltro dimostrato in un precedente lavoro su un altro prototipo di micro-cogeneratore [18] Le utenze Al di là delle prestazioni del cogeneratore nelle condizioni nominali di esercizio, il reale risparmio energetico determinato a seguito del recupero termico è tuttavia fortemente condizionato dalla capacità del sistema di rispondere ai fabbisogni dell utenza Per valutare le potenzialità del cogeneratore oggetto di studio nelle applicazioni reali, soprattutto per quanto concerne il risparmio di energia primaria, sono stati analizzati i risultati conseguibili attraverso il suo utilizzo al servizio di diverse tipologie di utenze Queste sono state caratterizzate, per ciascuna ora dell anno, attraverso la definizione delle seguenti grandezze: (1) La potenza elettrica media (2) La potenza frigorifera media

VIII marzo 2012 (3) La potenza termica media utilizzata per il riscaldamento ambientale (4) La potenza termica media richiesta per l acqua calda sanitaria (5) I livelli di temperatura caratteristici di ogni utenza termica (temperatura massima e minima) Il carico frigorifero si intende sempre soddisfatto attraverso una macchina ad assorbimento caratterizzata da un COP medio = 07 Il carico stesso viene così convertito nel carico termico necessario per l alimentazione del generatore della macchina ad assorbimento secondo l Eq (6) COP = Qfrig Qth, eq Al fine di determinare per ciascuna utenza l andamento dei carichi sopra indicati, partendo dai carichi riportati in letteratura e riferiti ad utenze del settore terziario [40] e residenziale [42], è stato introdotto il parametro adimensionale definito dall Eq (7): P i,j (h) 1 χ i,j (h) = 24 P i,j ( (h) 1) h=1 h = 1,,24 (6) (7) rispettivamente la potenza elettrica, la potenza termica e la potenza frigorifera impegnata Calcolo del risparmio energetico La delibera AEEG n 42/2002 ed i successivi aggiornamenti n 256/2005 e n 307/07 definiscono le grandezze ed i rispettivi valori di soglia necessari per il riconoscimento legislativo di un impianto di cogenerazione e per l accesso ai benefici previsti dalla legge Con riferimento all Indice di Risparmio Energetico (IRE) ed al Limite Termico (LT), in particolare, il legislatore richiede che, su base annua, il loro valore risulti maggiore di un limite prefissato, pari al 10% per l IRE e al 33% per il LT, almeno per quanto riguarda impianti con potenza elettrica nominale inferiore ad 1 MW Le Eqi (9) e (10) riportano le formule usate per il calcolo dell IRE ed il LT, così come definiti dalla suddetta delibera, IRE = 1 E el E c η el,rif pgrid + E t η th,rif (9) Nella (7) si sono indicati con h la generica ora di un generico giorno dell anno; con j la tipologia di carico: elettrico (1), frigorifero (2), termico per il riscaldamento (3) e per l acqua calda sanitaria (4); con i la tipologia di utenza: commerciale (a), settore terziario (b), polisportiva (c), albergo (d), ospedale (e) e residenziale (f) La funzione χ i,j (h), quindi, esprime in forma adimensionale i carichi elettrici, termici e frigoriferi giornalieri della generica utenza Gli andamenti sono stati derivati da studi statistici su diverse tipologie di utenze [40 e 42] Per le utenze menzionate (i), sono stati riportati in Tabella 4 i volumi di riferimento (V i ) utili per ricavare l andamento della potenza media oraria per i diversi carichi (j), secondo la seguente espressione: P i,j (h) = χ i,j (h) Ei,j V i [kw] dove con E i,j si è indicata l energia media riferita al carico j esimo richiesta in un generico giorno dell anno dall utenza i, espressa in kwh/ m 3 /giorno Tipologia Utenze Volume ( V i ), m 3 Corrispondente a Commerciale (a) 15 000 Ipermercato(area di vendita) Terziaria (b) 15 000 Su quattro livelli Polisportiva (c) 9 000 Palestre Albergo (d) 22 000 350 posti letto Ospedale (e) 14 000 140 posti letto Residenziale (f) 4 770 15 appartamenti tabella 4 - Volumi di riferimento delle utenze A titolo di esempio, nella Figura 8 si è riportato l andamento delle curve di carico giornaliere ( P d,j (h), h = 1,,24 ) rappresentative del giorno medio mensile nel caso di utenze del settore alberghiero In ascissa sono indicate le ore del giorno, in ordinata la potenza richiesta espressa in kw, mentre con il tratto verde, rosso e azzurro si sono rappresentate (8) E t LT = E e + E t dove per E c si intende l energia primaria del combustibile utilizzato da ogni sezione di produzione combinata di energia, con E e e con E t si intendono la produzione di energia elettrica e l energia termica utilmente recuperata, h el,rif è il rendimento elettrico di riferimento per la produzione separata, h th,rif è il rendimento termico medio di riferimento per la produzione separata di energia termica e p grid tiene conto delle perdite di trasmissione della rete elettrica Tornando ad analizzare la Figura 2 e indicato con ρ = Q u / Q r il rapporto tra il calore recuperato ed effettivamente sfruttato dall utenza e il calore totale recuperato dal micro-cogeneratore, si può constatare come l IRE (e dunque il REP) aumenti all aumentare del valore del rendimento elettrico del gruppo moto-generatore installato a ρ costante Fissato, invece, il rendimento globale dell impianto, e quindi la taglia del cogeneratore se si restringe l analisi nell ambito di una logica di esercizio del tipo ON/OFF, l IRE aumenta all aumentare di r Per conseguire valori elevati dell IRE, dunque, è necessario un recupero spinto dei reflui termici resi da un motore caratterizzato da un rendimento globale quanto più possibile elevato Dalla Figura 2, inoltre, si può notare come non tutte le coppie rendimento elettrico ρ siano compatibili con valori positivi del REP, ovvero con valori dell IRE superiori al limite legislativo imposto del 10% Per il micro-cogeneratore in esame il valore di ρ affinché l IRE risulti maggiore del 10% è pari a 038 Ciò comporta l esigenza che il sistema recuperi e utilizzi almeno 105 kwh di energia termica per ogni ora in cui esso viene fatto esercire I dati ricavati dalle prove sperimentali mostrano come l IRE massimo garantito dal funzionamento ideale del cogeneratore in esame (nel caso di assenza di dissipazioni di energia termica) è pari a 040 L esigenza di quantificare il risparmio di energia primaria totale, al netto delle integrazioni di energia elettrica e termica e delle eccedenze (10)

marzo 2012 Tecnica IX figura 8- Curve giornaliere dei carichi per ogni mese dell anno di energia elettrica, ha portato, inoltre, alla definizione del parametro IREtecnico secondo l Eq (11); l IRE definito dal legislatore, infatti, qualifica la sola energia erogata dal cogeneratore, senza tenere in conto della sua incidenza sui consumi globali dell utenza in esame IREtecnico = 1 Eel, int Ec + ηel, rif pgrid Eel ηel, rif pgrid + Qth ηth, rif Qth, int + ηth, rif + Eel, ecc ηel, rif pgrid I termini dell Eq (11) rappresentano: --E c è l energia primaria utilizzata per l alimentazione del micro-cogeneratore -- Eel, int ( ηel, rif pgrid) è l energia primaria necessaria per generare le integrazioni elettriche, espressa come rapporto tra l energia elettrica necessaria alle integrazioni e il rendimento elettrico di riferimento --Qth, int ηth, rif è l energia primaria necessaria per produrre le integrazioni termiche, espressa come rapporto tra l energia termica necessaria alle integrazioni e il rendimento termico di riferimento (11) -- Eel ηel, rif pgrid è l energia primaria dell intero fabbisogno elettrico dell utenza, espressa come rapporto tra l energia elettrica necessaria all utenza e il rendimento elettrico di riferimento moltiplicato per un fattore di trasmissione --Qth ηth, rif è l energia primaria dell intero fabbisogno termico dell utenza, espressa come rapporto tra l energia termica necessaria all utenza e il rendimento termico di riferimento -- Eel, ecc ηel, rif pgrid è l energia primaria necessaria alla generazione di una quantità di energia pari alle eccedenze elettriche prodotte dal micro-cogeneratore, espressa come rapporto tra l energia elettrica eccedente e il rendimento elettrico di riferimento moltiplicato per un fattore di trasmissione Il calcolo dei tre indici cogenerativi precedentemente definiti è, quindi, subordinato alla conoscenza dei valori su base annua delle suddette grandezze, le quali possono essere determinati solo a seguito della simulazione del funzionamento dell impianto sulla base di una prefissata strategia di gestione I risultati presentati nel seguito, in particolare, fanno riferimento ad una logica di esercizio finalizzata all inseguimento del carico termico dell utenza attraverso la variazione del numero n di

X marzo 2012 0683 0685 0684 0684 0688 unità cogenerative contemporaneamente in funzione In tal modo si riducono al minimo sia le eccedenze termiche che la richiesta di integrazioni da caldaia Ogni cogeneratore, poi, si è supposto operare nelle condizioni di massimo carico secondo una logica di esercizio del tipo ON/OFF Sulla base di una specifica procedura di calcolo resta, infine, determinata la combinazione ore di funzionamento - numero di cogeneratori accesi ed i valori dell IRE, del LT e dell IRE tecnico 3450 3367 3337 3354 3648 3523 500 1300 2100 2900 3700 Valore IRE 0690 Residenziale Utenza Terziaria Struttura Polisportiva Albergo Ospedale Centro commerciale 599 1169 Residenziale Utenza Terziaria Struttura Polisportiva Albergo Ospedale Centro commerciale 2078 2024 2226 2437 Residenziale Utenza Terziaria Struttura Polisportiva Albergo Ospedale Centro commerciale considerano impianti di piccole dimensioni rispetto ai carichi richiesti dall utenza Si può notare, però, come il risparmio di energia primaria globale dell impianto risulta sempre più contenuto è fortemente dipendente dalle caratteristiche dell utenza Emblematico, ad esempio, è il caso del centro commerciale; il valore particolarmente basso dell IRE tecnic, infatti, è riconducibile al suo spiccato carattere elettrico, per cui l impianto proposto appare sottodimensionato per quanto riguarda il carico elettrico In Tabella 5, infine, sono riportate in forma riepilogativa le volumetrie, le energie su base annua utilizzate per il calcolo degli indici energetici, i valori degli indici IRE, IRE tecnico ed LT e il parametro ζ per tutte le utenze Quest ultimo, definito come il rapporto tra l energia elettrica e termica totale richieste dall utenza su base annua, denota il carattere prevalentemente termico, se ζ<1, o elettrico, se ζ>1, dell utenza Vengono, infine, riportati i valori del parametro rh s Poiché con h s si è indicato il rapporto tra il calore recuperato dal sistema di recupero interno al micro-cogeneratore e quello teoricamente recuperabile dal MCIA, il prodotto rh s rappresenta il rapporto tra l energia termica cogenerata effettivamente utilizzata dall utenza e quella totale recuperabile dall impianto Conclusioni 0675 0680 0685 0690 0695 Valore Lt 500 1300 2100 2900 3700 Valore IRE tecnico figura 9 - IRE legislativo, LT ed IRE tecnico per le 6 utenze considerate (Figura 9) Tutti i risultati sono stati ottenuti in corrispondenza di h el,rif =038 ed h th,rif =08, trattandosi di utenze civili Inoltre, il valore di p grid è stato assunto pari a quello relativo ad utenze allacciate alla rete di bassa tensione [41] Come si può notare dalla Figura 9, per tutte le sei utenze considerate i valori di IRE e LT superano i limiti imposti dalla legge Il risultato è del tutto generale se si Il presente lavoro è stato sviluppato facendo riferimento all ultimo di una serie di micro-cogeneratori progettati ed installati presso i laboratori del DiME Questo è caratterizzato da particolari soluzioni tecniche per il recupero del calore restituito in uscita dal ciclo termodinamico e altrimenti disperso in ambiente In prospettiva si prevede che ulteriori sensibili miglioramenti possono essere apportati sia sul recupero termico che sull efficienza della generazione elettrica Al fine di perseguire l obiettivo del recupero totale dell energia termica disponibile, fino a conseguire valori del CUC prossimi all unità, si possono prevedere, ad esempio, soluzioni impiantistiche tabella 5 - Riepilogo carichi ed indici per le 6 utenze

marzo 2012 XI quali l adozione di circuiti per il recupero termico di tipo separato E stato dimostrato, infatti, come per migliorare il rendimento del cogeneratore risulti conveniente confinare il generatore elettrico all interno dell involucro di contenimento del gruppo e provvedere al suo raffreddamento con acqua a bassa temperatura (inviando preliminarmente ad esso la portata diretta ai gas di scarico) Sarebbe altresì opportuno raffreddare i gas di scarico del motore fino a valori di temperatura tali da determinare un recupero del calore di condensazione del vapore d acqua contenuta nei gas di scarico, rendendo, così, disponibile per il circuito dell acqua sanitaria ulteriori e preziose aliquote di calore altrimenti disperse Si può pensare, infine, di accoppiare gli scambiatori dell acqua di raffreddamento e dei gas di scarico rispettivamente con i circuiti del riscaldamento e di alimentazione di un piccolo impianto frigorifero ad assorbimento Tali soluzioni si prestano bene ad essere utilizzate in impianti, come quelli ai quali si è fatto riferimento, che debbano servire per il soddisfacimento dei fabbisogni elettrici e termici di base di centri commerciali o di utenze alberghiere Inoltre, l utilizzo di accumulatori di energia termica renderebbe l impianto ancora più flessibile, così come ampiamente dimostrato sia dalle applicazioni negli impianti dell ACS tradizionali che in quelli alimentati da un impianto solare termico Bibliografia [1] British Petroleum, Statistical Review of World Energy, June 2010 [2] International Energy Agency, Key 2010 [3] International Energy Agency, [4] Stanford University, Global Climate and Energy Project [5] M Dentice d Accadia, M Sasso, S Sibilio, L Vanoli, Microcombined heat and power in residential and light commercial applications, Applied Thermal Engineering, 2003 [6] NC Cirillo, R Cozzolino, Un prototipo di microcogeneratore da 3kW: realizzazione e risultati, 53 Congresso ATI, Firenze, Italia, 1998 [7] R Cozzolino, Mno Migliaccio, NC Cirillo, P Grassia, P Capaldi, Un microcogeneratore con motore a ci alimentato a GPL Convegno Tekna, Napoli, Ottobre 2000 [8] Realizzazione di un microcogeneratore da 6kWe-(Rapporto della ricerca Dime-Coelmo SrL), 2001 [9] P Capaldi, R Cozzolino, P Grassia, M Migliaccio, A Natale, Un microcogeneratore da 6kWe ad alta efficienza e basso impatto ambientale 57 Congresso Nazionale ATI, Pisa, Settembre 2002 [10] P Capaldi, P Grassia, Mno Migliaccio, A Del Pizzo, Un microcogeneratore da 10kWe ad alta efficienza e basso impatto ambientale Congresso ATI, Padova, Settembre 2003 [11] Dentice d Accadia M, Sasso M, Sibilio S, Vanoli L, Microcombined heat and power in residential and light commercial applications, Applied Thermal Engineering, 23 (2003), pp 1247 1259 [12] De Paepea M, D Herdta P, Mertens D, Micro-CHP systems for residential applications, Energy Conversion and Management, Volume 47, Issues 18-19, November 2006, pp 3435-3446 [13] Cozzolino R, Matocci L, Migliaccio Mno, Un piccolo impianto pilota cogenerativo con pompa di calore alimentato a GPL, International Conference Energy and environment towards the year 2000, Capri Italy (3-5 giugno 1993) (In italian) [14] Cirillo NC, La microcogenerazione con Motori Alternativi a C I alimentati con combustibili gassosi Tesi di Dottorato in Ingegneria delle Macchine X Ciclo 1998 [15] Cirillo N C, Cozzolino R, Micro-cogeneration with LPG fuelled SI engines: new ways for emissions control, The 1998 Fall Technical Conference of the ASME Internal Combustion Engine Division Part 1 (of 3); Clymer, NY, USA; 27-30 Sept 1998 pp 63-69 [16] Natale A, Sviluppo ed Ottimizzazione Vibro-Acustica di un Microcogeneratore Tesi di Dottorato in Ingegneria dei Sistemi Termo-Meccanici XIII Ciclo 2001 [17] Capaldi P, Cozzolino R, Grassia P, Migliaccio Mno, Natale A, Un microcogeneratore da 6 kwe ad alta efficienza e basso impatto ambientale, 57 Congresso Nazionale ATI, Pisa, 17-20 settembre 2002 [18] Cardone M, Capaldi P, Masi A, Migliaccio Mno, Telediagnostica e telemisure di un impianto microcogenerativo sperimentale 58 Congresso Nazionale ATI, San Martino di Castrozza (Padova), 9-13 Settembre 2003 [19] Capaldi P, Grassia P, Migliaccio Mno, Del Pizzo A, Un microcogeneratore da 10 kwe ad alta efficienza e basso impatto ambientale, 58 Congresso Nazionale ATI, Padova- S Martino di Castrozza, 9-13 settembre 2003 [20] Capaldi P, Migliaccio Mno, Pennacchia O, Sugli impianti di microcogenerazione: esperienze e sviluppi, Convegno Geotekna Napoli Mostra d Oltremare 23/25 febbraio 2006 [21] Bozza F, Manna M, Pascarelli A, Un approccio misto 0-D/1- D per la simulazione di MCI a 2 tempi, atti del 49 Congr Naz ATI, Perugia, settembre 1994, Vol II, pp 1835-1847, ed SGE-Padova [22] Gimelli A (1999) Metodologie sperimentali e teoriche per l analisi ed il progetto dei moderni Motori a Combustione Interna, tesi di dottorato in Ingegneria delle Macchine (Impianti Motori Termici) - XI ciclo Discussa il 22 aprile 1999 a L Aquila [23] Bozza F, Metodi innovativi per lo studio dei fenomeni caotici: la combustione premiscelata nei MCI, in Saggi in onore del prof L d Amelio nel centenario della nascita, pp 55-73, ed Liguori, Napoli 1993 [24] Bozza F, Senatore A, Tuccillo R, Gimelli A (1997) Caratterizzazione sperimentale e teorica del funzionamento di un motore diesel di concezione avanzata Rivista ATA pp 117-129, ISSN: 0001-2661 Volume del marzo 1997 [25] Bozza F, Cozzolino R, Gimelli A, Unich A (1997) Applicazione di avanzato codice di calcolo allo studio di soluzioni innovative per motori a 2t monocilindrici, atti (distribuiti su cd-rom) del III Convegno Nazionale del PFT2, novembre 1997, Taormina [26] Bozza F, Cameretti MC, Gimelli A, Senatore A, Tuccillo R

XII marzo 2012 (1998) A Modern Approach to the Analysis of an ICE by means of theorethical and experimental tools atti del 4 Convegno Internazionale Automobili e Motori High-Tech, Modena, 29-30 maggio 1998 [27] Bozza F, Cozzolino R, Gimelli A, Unich A (1999) A Physically Based Scavenging Model Applied to a Small Size Two Stroke Engine 4th International Conference ICE99 Internal Combustion Engines: Experiments and Modeling Settembre 1999 (vol 1, pp 623-632) Congresso svolto a Capri (NA) - Italia Pubblicato anche sugli atti dell Open Workshop on 2-Stroke Engines, Capri, Settembre 1999, pp115-124 [28] Bozza F, Gimelli A, Grassia P, Migliaccio Mno (2000) Progettazione meccanica ed analisi fluidodinamica di un MCI per velivoli ultraleggeri 55 Congresso Nazionale ATI 15-20 settembre 2000 Atti distribuiti su cd-rom Congresso svolto a Bari e Matera Italia (in Italian) [29] Bozza F, Gimelli A, Senatore A, Caraceni A (2001) A Theoretical Comparison of Various VVA Systems for Performance and Emission Improvements of SI-Engines SAE 2001 World Congress March 2001 (vol SP-1599) SAE paper 2001-01- 0670 Session: Variable Valve Actuation Congress took place in Detroit, MI, USA [30] Bozza F, Gimelli A (2001) 1DIME : a One-Dimensional Internal Combustion Engine Simulation Code for Automotive Industry Applications National Congress Italian Society for Computer Simulation - ISCS 2001 6-7 December 2001 Acts distributed on CD-ROM Congress took place in Napoli - Italia [31] Bozza F, Gimelli A, Tuccillo R (2002-2003) The control of a VVA-Equipped SI Engine Operation by Means of 1D Simulation and Mathematical Optimization SAE 2002 World Congress & Exhibition 4-7 March 2002 (vol SP-1692) SAE paper 2002-01-1107 Session: Variable Valve Actuation Congress took place in Detroit, MI, USA Published also in the 2003 on the SAE 2002 Transactions, Journal of Engines, Section 3 Volume 111, pp 1790-1801 Journal Code: E184774 ISSN: 0096-736X [32] Bozza F, Gimelli A, Torella E (2002) The potential of 1D Simulation Models in Control Applications of VVT Engine MECA 2002 September 2002 Fisciano (SA) - Italy Acts distributed on CD-ROM [33] Bozza F, Gimelli A (2004-2005) A Comprehensive 1D Model for the Simulation of a Small-Size Two-Stroke SI Engine SAE 2004 World Congress & Exhibition March 2004 (vol SP- 1830, ISBN 0-7680-1366-6, pp 165-177) ISBN/ISSN Number: 0-7680-1366-6 SAE paper 2004-01-0999 Session: Modeling of SI Engines Detroit, MI, USA Published also in the 2005 on the SAE 2004 Transactions, Journal of Engines - section 3 Journal Code: E184774 ISSN: 0096-736X July 2005 [34] Bozza F, Gimelli A, Merola S S, Vaglieco B M (2005-2006) Validation of a Fractal Combustion Model Through Flame Imaging SAE 2005 World Congress & Exhibition April 2005 (vol SP-1969, pp 257-271) ISBN 0-7680-1614-2 SAE paper 2005-01-1120 Session: Modeling of SI and Diesel Engines Detroit, MI, USA Published also in the 2006 on the SAE 2005 Transactions, Journal of Engines Vol 114-3, pp 973-987 March 2006 Journal Code E184774 ISSN 0096-736X ISBN 0-7680-1689-4 [35] Bozza F, Gimelli A (2009) Unsteady 1D Simulation of a Turbocharger Compressor SAE 2009 World Congress & Exhibition 20-23 April 2009 Detroit, MI, USA Session: Modeling of SI and Diesel Engines SAE paper 2009-01- 0308 On SP-2244, Modeling of SI and Diesel Engines, 2009, pp 67-76, ISBN 978-0- 7680-2140-0 Also in SAE International Journal of Engines, vol 2, pp 189-198, Print ISSN: 1946-3936, Online ISSN: 1946-3944, October 2009 [36] Harten A, On a Class of High Resolution Total Variation Stable Finite Difference Schemes, Journal of Computational Physics, Vol 21, 21-23, 1984 [37] Manna M, A Three Dimensional High Resolution Compressible Flow Solver, PhD Thesis, Catholic Univ of Louvain - Von Karman Institute for Fluid Dynamics, 1992, also in Technical Note 180, VKI, 1992 [38] Matthews RD, and Chin YW, A Fractal-Based SI Engine Model: Comparisons of Predictions with Experimental Data, SAE Paper 910075, 1991 [39] Poulos S G, Heywood J B, The Effect of Chamber Geometry on Spark-Ignition Engine Combustion, SAE Paper 830334,1983 [40] Macchi E, Campanari S, Silva P, La Microcogenerazione a Gas Naturale, Politecnico di Milano (ed), Milano 2005 [41] Delibera AEEG (Autorità per l Energia Elettrica ed il Gas) n 42/2002, aggiornamenti n 296/2005 e n 307/07 [42] Di Andrea F, MICENE Misure dei Consumi di ENergia Elettrica nel settore domestico, Politecnico di Milano Dipartimento di Energetica, Ministero dell Ambiente e della tutela del territorio, IAR, giugno 2003 Note 1 Facendo riferimento, beninteso, nella definizione del rendimento al potere calorifico inferiore del combustibile 2 Le variabili di Tuning prese in considerazione sono i coefficienti di friction (f sist eqi 3) del modello 1D e i coefficienti variabili del modello di combustione [34] ACRONIMI ACS Acqua Calda Sanitaria AEEG Autorità per l Energia Elettrica ed il Gas CAM Carico Adimensionalizzato Mensile CHP Combined Heat and Power COP COefficiente di Prestazione CUC Coefficiente di Utilizzazione del Combustibile DiME Dipartimento di Meccanica ed Energetica IRE Indice di Risparmio Energetico IREt Indice di Risparmio Energetico Tecnico LT Limite Termico Mtoe Million tonnes of oil equivalent TVD Total Variation Diminishing MCIA Motore a Combustione Interna Alternativo TPES Total Primary Energy Supply REP Risparmio di Energia Primaria

marzo 2012 XIII SIMBOLOGIA Latina A Superficie dello scambiatore ambientale, m 2 A L Superficie del fronte di fiamma laminare A T Superficie del fronte di fiamma turbolento c Calore specifico dell acqua H2 O c paria Calore specifico a pressione costante dell aria E Energia per unità di massa f coefficiente d attrito sist eq 1D (3) g Accelerazione di gravità H Entalpia per unità di massa H e Prevalenza utile della pompa H i Potere calorifico inferiore del combustibile h Coefficiente di scambio convettivo medio dello scambiatore ambientale K Energia cinetica del campo di moto medio k Energia cinetica turbolenta m i Portata massica, riferimento [Tabella 2, 3 ed Eq(1)] n Velocità di rotazione p Pressione p grid Fattore di trasmissione P i Potenza [Tabella 2, 3 ed Eq(1)] q termine sorgente scambio termico sist eq (3) Q Potenza termica [Tabella 2, 3 ed Eq(1)] i Q Portata d acqua della pompa S L Velocità laminare di fiamma T i Temperature dell aria all interno del contenitore del gruppo T i Temperature riferimento [Fig 5] u, u, U Velocità V Volume ZΖ Rapporto tra l energia elettrica e termica totale richiesta dall utenza Greca α Rapporto in massa tra aria e combustibile, nel sist di eq(3) termine sorgente di variazione di aria α = 1 Ω dω dt e Numero di tempi zζ Rapporto tra l energia elettrica e termica totale richiesta dall utenza h ηalternatore Rendimento dell alternatore h e Rendimento elettrico nominale cogeneratore h erif Rendimento elettrico di riferimento h c Rendimento medio di caldaia h g Rendimento globale del MCIA h mc Rendimento elettrico del microcogeneratore h p Rendimento della pompa η s Rapporto tra il calore recuperato dal sistema di recupero interno al micro-cogeneratore e quello recuperabile dal MCIA h t Rendimento termico impianto di cogenerazione h tnom Rendimento termico nominale impianto di cogenerazione l max Dimne di max corrugamento dei vortici turbolenti, m l min Dimne di min corrugamento dei vortici turbolenti, m λ v Coefficiente di riempimento cilindro ξ Potenza termica persa non recuperabile Ω Sezione di un condotto 1D r Densità del fluido evolvente [Eq 3] r Rapporto tra il calore effettivamente utilizzabile dall utenza e il calore recuperato dal sistema di recupero interno al micro-cogeneratore r a Densità dell aria r u Densità dei gas incombusti x i Aliquote di energia persa nei vari componenti x r e x f Specie chimiche di riferimento [Eq 3]