L’utilizzo dei collettori solari parabolici lineari a concentrazione nella

unità di produzione termoelettrica per aumento il rendimento e ridurre il

consumo del combustibile

1- Introduzione

Ci sono molti disegni e scenari possibili per l'utilizzo del calore solare per produzione di energia utile. Un disegno di un impianto termico Solare fotovoltaico è costituito da unità di processo. I costi di energia elettrica dipende da come e quali di queste unità di processo sono utilizzate. Sebbene ci sia una grande varietà di energia elettrica prezzi, i disegni convenzionali in genere sono troppo costosi per essere in grado di competere con i combustibili fossili. Lo scopo di questo studio è quello di trovare dei criteri utilizzabili per come una pianta che STE dovrebbe essere simile a ridurre i costi dell'energia elettrica.

lo studio di un impianto termoelettrico Integrato impianto solare termodinamico a concentratori parabolici lineari (CSP): questo tipo di soluzione impiantistica ibrida consente di incrementare l’efficienza della produzione elettrica mediante impiego di tecnologie energetiche da fonti rinnovabili.

la potenza uso del solare termico per ottenere energia elettrica è più costoso a causa della bassa efficienza di conversione dell'energia solare in energia elettrica e deve essere installato più di collettori numeri per produrre energia elettrica a bassa potenza.

I vantaggi derivanti dall’installazione di tale impianto sono:

- Installazione dei numeri più piccoli dei collettori per produrre energia termica sufficiente per riscaldare l'acqua di alimentazione,                 

Che porta a ridurre i costi necessari per la costruzione. - L'efficienza di conversione in energia termica è superiore alla conversione in energia elettrica il che significa un costo inferiore.

- Relativa semplicità di installazione;

- Introduzione di energia rinnovabile integrazione con meno costo sarà di garantire l'applicazione più importanti del mondo soprattutto nelle centrali termoelettriche, che possono essere ridotte emissioni inquinanti.

D'altra parte l'uso di questo metodo può dare un'idea dei costruttori di centrali termoelettriche per la produzione di tale tecnologia in futuro, o apportare modifiche alle stazioni di corrente.

2- Descrizione generale:

È possibile utilizzare i collettori solari per riscaldare l'acqua di alimentazione prima di entrare al economizzatore e dopo riscaldatori ad alta pressione nel ciclo del gruppo in centrale termica con scambiatore di calore sale fuso - acqua di alimentazione caldaia prima insenatura che significa minor tasso di consumo di combustibile compresa tra il 36 % -16% per la produzione di piccola unità di potenza termica di 30 [MW] .

La definizione dell’impianto di riferimento prevede un’analisi di carattere tecnico-economico. L’installazione dell’impianto solare (ed ancor di più di un sistema di accumulo), comporta infatti un beneficio a livello di produzione di energia, ma nello stesso tempo un notevole impatto sui costi totali d’impianto.

Partendo dai dati ambientali del Sito selezionato e una volta definita la potenza di riferimento dell’impianto 30 [MWe].

Nelle valutazioni conclusive, sono riportati in dettaglio i vantaggi termodinamici, tecnico-economici ed ambientali derivanti dall’integrazione, ma anche un’analisi di sensitività dei risultati economici rispetto al prezzo del combustibile ed all’ irradiazione media.

3- Le caratteristiche tecnico-economiche essenziali per la scelta del tipo di metodo sono:

1) La semplicità del design e la facilità di installazione dello scambiatore di calore in linea di acqua di alimentazione prima di entrare al'economizzatore e pertanto non costituisce più modificazione del sistema e senza un significativo cambiamento dei parametri principali.

2) Ottenere un gran parte della quantità di calore per riscaldare l'acqua di alimentazione senza più consumo del combustibile.

3) Il costo dell’investimento, sfruttamento dell'energia solare ad un costo inferiore rispetto all'impianto solare attualmente per generare l'elettricità (SDGES) , che utilizza più numero dei collettori solari e maggiore di spazio e molto componenti di installare come il generatore di vapore , d'altra parte è basso rendimento di conversione .

4) Il risparmio del combustibile sarà più grande in caso dei riscaldatori alta pressione fuori servizio come vedremo più avanti, dove nei casi in cui risparmi sono due modi:

- Riscaldatore acqua di alimento prima d'ingresso alla caldaia.- risparmio della quantità di vapore spillato dalla turbina.

5) Riduzione lo stress termico della caldaia che porta a prolungare la vita operativa della caldaia.6) Riduzione delle emissioni inquinanti.7) La possibilità di utilizzare questo metodo di notte tramite il sistema di accumulo termico nei due serbatoi

di Sali fusi.8) Dare un'idea dei costruttori delle centrali elettriche tradizionali ed è l'inizio dell'introduzione di sistema di

energia rinnovabile e portare i sistemi di energia pulita. 9) la flessibilità d’impiego dell’impianto , dove si può facilmente isolare il sistema solare in caso di

manutenzione .

4- I Principali Parametri della Unità di Produzione di Potenza Nominale 30 MW Utilizza oli combustibile R.F.O *

- Il flusso di vapore all'uscita dalla caldaia ṁv =130 [t/h] , e la temperatura T=485 [C⁰].- La pressione del vapore prodotto P=65 [bar] , e l'entalpia h = 3380 [kj/kg].- Il flusso del combustibile ṁf =8,51 [t/h] , di potere calorifico Hi =42210 [kj/kg].- La pressione dell'acqua di alimento 110 [bar] all'uscita della pompa di alimento.- Il flusso del acqua di alimento ṁw =132 [t/h].- Portata di aria del combustione ṁa = 140 [t/h].- Economizzatore in/out temperature Teco,in/out =195/235[C⁰], ingresso pressione

acqua di alimento Peco,in = 70[bar].- Riscaldatore dell'aria del combustione in/out aria temperature T aria.in/out = 61/290 [C⁰].- Riscaldatore dell'aria del combustione in/out gas temperature Tgas,in/out = 150/350 [C⁰].- De risurriscaldatore portata di acqua ṁdes = 6,2 [t/h].- La pressione del vapore nel corpo cilindrico Pdrum = 68 [bar].- Temperature di arie prima/dopo preriscaldatore dell'aria di combustione parte

A Ta,pre,in/out = 43/45[C⁰], parte B Ta,pre,in/out = 43/60[C⁰].- Pressione della pompa di aspirazione l'acqua di condensa Pext. =15,5 [bar],motore di 126

[amp.].- Portata dell'acqua di condensa ṁext .= 110 [t/h].- Degasatore temperatura e pressione 2,15[bar], 140[C⁰].- Pressione dell'acqua di alimento all'ingresso del degasatore PD/A = 5,75 [bar].- Pressione dell'acqua di alimento nel riscaldatore basso pressione PLP = 9,74 [bar]- Vuoto del condensatore pc = 671 [mmH2O].- Turbina pressione e temperatura dell'ingresso 63 [bar] , 470[C⁰].- Temperatura scarico della turbina Tex = 46[C⁰].- Le temperatore ingresso/uscita dell'acqua di raffreddamento Tcw,in/out = 44/38 [C⁰].- Potenza del generatore 30 [MW], frequenza 50 [Hz], 11[KV], 1,48[K Amp.].

5- Analisi chimica del combustibile:

C = 85% H = 11,8% S = 3% w ≤ 0,05%Potere calorifico inferiore Hi = 41221 [kj/kg] Potere calorifico superiore Hi = 43608 [kj/kg]

6- Rendimento di un generatore di vapore η : Il rendimento di caldaia può essere determinato utilizzando due diverse metodologie: 1. metodo diretto 2. metodo indiretto Nel metodo diretto si determinano Q1 e Q2 e quindi il rapporto Q2/Q1. Nel metodo indiretto si determinano invece le singole perdite e il rendimento è dato da: =100%η – somma delle perdite percentuali

*R.F.O : olio combustibile residuo.

Il rendimento di un generatore di vapore è dato dal rapporto fra il calore Q2 trasferito dal generatore al fluido che in esso circola e il calore Q1 fornito al generatore:

η = Q2/Q1 (1)La quantità di calore Q1 fornita alla caldaia si ottiene sommando al calore sviluppato dalla combustione del combustibile il calore apportato dall’esterno, che, a seconda dei casi, può derivare dal riscaldamento del combustibile e dal vapore di atomizzazione del combustibile liquido: η = (mv × ∆h)/( mf × Hi ) (2)dove;mf : portata del combustibile [kg/s]mv : portata del vapore prodotto [kg/s]Hi : potere calorifico inferiore del combustibile [kj/kg]∆h : la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento all'ingresso del generatore di vapore [kj/kg] ∆h = hv – hsp (3)Dove; hsp =832 [kj/kg] entalpia dell’acqua alimento all’ingresso in caldaia. hv = 3380 [kj/kg]entalpia del vapore surriscaldato all’uscita della caldaia.) ∆h = 3380 – 832 =2548 [kj/kg]Il rendimento del generatore di vapore vale dunque:η = (130 × 2548)/(8.51 × 41221) = 94,42 %

Possiamo osservare i seguenti: 8,51 [t/h] dal combustibile utilizzato equivalente a ∆h = 2548[kj/kg] 1 [t/h] dal combustibile utilizzato equivalente a ∆h=X → X=299.41 [kj/kg]Dove, X è Equivalente termico del generatore di vapore.

Il Rapporto di evaporazione : è il rapporto tra il flusso del vapore e il flusso del combustibile μD= mv/mf (4) ⇒ μD = 130/8.51 =15.276 [kgv/kgf]

Il rapporto di evaporazione netto μD/N e stesso il rapporto di vaporazione ma è preso a standard condizioni e viene utilizzato per il confronto tra i generatori di vapore

μD/N = d.∆h/2679 (5)dove che,μD/N < μD il generatore di vapore produce vapore surriscaldato e funziona bene.⇒ μD/N < μd il generatore di vapore produce vapore umido e funziona male.⇒ μD/N =15.278×(3380 – 832)/2679=14.53 ⇒μD/N < μd il generatore di vapore produce vapore surriscaldato e funziona bene.

Figura (1):analisi termodinamico del generatore di vapore.

7- Analisi termodinamico del ciclo termoelettrica 30 [MW]:

il rendimento globale dell'unità termoelettrica è dato da: ηu = PE / Qin (6) ηu = 30000 / 97440 = 30,79 %

Pin =P1 = 63 [bar] , Tin = T1 = 470 [C ] ⁰Riferimento alle tabelle di vapore e il diagramma di Molière ,

hin = h1 = 3347 [kj/kg] ; S1 = 6,7617 [kj/kg .C ]⁰

S2’ = S1 = 6,7617 = Sf + X.Sfg = 0,5437+X(7,7549) ) X = 0,8018Supponendo che il rendimento della turbine è : ηT = 88 %ηT = 88% ηT = (h1 – h2) /(h1 – h2’) (7) )h2 = 2243 [kj/kg]

h2’ = hf+X.hfg = 158+0,8018(2412) = 2092,5 [kj/kg]

Figura (2): Analisi termodinamico della turbina.

Nella pratica, invece del rendimento, si usa il consumo specifico1 ovvero le calorie spese per produrre un [kWh] ai morsetti del generatore:

8- Il consumo specifico di combustibile Cc : Cc = 3600/(ηu .Hi) [kg/kw-h] (8) = 3600/(0.3079×41220) = 0.2836 [kg/kw-h]

Il consumo specifico di calore Cs : Cs = 3600/ ηu [kj/kw-h] (9) = 3600/0.3079 = 11692 [kj/kw-h]

Il consumo specifico di vapore : Cv = 3600/(ηu .Q) [kg/kw-h] (10) = 3600/(0.3079 ×3189) = 3.666 [kg/kw-h] Dove; Q : la quantità di calore al ciclo [KW] Q = hT – hc = 3347 – 158 = 3189[ kw] (11)

1Consumo specifico lordo è il quoziente tra il consumo di calore e l’energia elettrica prodotta durante l’intervallo di tempo considerato, misurata ai morsetti dell’alternatore.Consumo specifico netto è il quoziente tra il consumo di calore e l’energia elettrica prodotta durante l’intervallo di tempo considerato, misurata al punto di uscita verso la rete, escludendo quindi l’energia elettrica assorbita dai servizi ausiliari di centrale e le perdite nei trasformatori di centrale.

9- Analisi termodinamico del condensatore :

Il condensatore ha la funzione di condensare il vapore scaricato dalla turbina di bassa pressione. Il calore di condensazione del vapore viene ceduto all’acqua condensatrice, che circola all’interno dei tubi del condensatore. La temperatura dell’acqua condensatrice influenza la temperatura del condensato, che a sua volta determina la pressione esistente nel condensatore, di norma inferiore alla pressione atmosferica. Al decrescere della pressione nel condensatore aumenta il rendimento termodinamico del ciclo. Il condensatore ha inoltre le seguenti funzioni: • raccoglie il condensato nella sua parte inferiore, detta pozzo caldo, da cui aspirano le pompe estrazione condensato; • funziona da serbatoio del condensato, ai fini della regolazione incrociata di livello degasatore-condensatore; • riceve condense e drenaggi da altre parti dell’impianto; • esplica una funzione degasante del condensato.

Portata dell'acqua di raffreddamento :la quantità di calore da scambiare nel condensatore nell’unità di tempo è data da:

Qc = ∆h.ṁV = ṁw.Cpw.∆T (12) dove, ∆h = (hv –hc) calore di condensazione del vapore [kj/kg] Qc : la quantità del calore rilasciata dal condensatore per 1 kg di vapore. ṁv: il flusso del vapore = 26,4[kg/s]. ṁw : il flusso della acqua di raffreddamento [kg/s]. ∆T = tu – te [C°]. tu : temperatura di uscita dell’acqua condensatrice, te : temperatura di entrata dell’acqua condensatrice, ∆T :la differenza di temperatura della acqua di raffreddamento ∆T = 40,5 – 33=7,5[C°]. Cpw: calore specifico della acqua di raffreddamento = 4.186 [kj/kg.C°] ∆h = (hv –hc) = 2243 –158=2085 [kj/kg] ) Qc = 2085×26.4 = 55044 [KW] ) Qc = ṁw×4.186×7,5 )ṁw =1753 [kg/s] =6312 [t/h]

Figura (3): bilancio termico del condensatore

Figura (4 ) : analisi termodinamico del ciclo termoelettrica 30 [MW]

10- Analisi termodinamico del riscaldatore di bassa pressione LPH

Vengono denominati riscaldatori di bassa pressione quelli che sono installati fra la mandata delle pompe estrazione condensato e l’aspirazione delle pompe alimento.

Sono in genere dotati di una zona sottoraffreddante, mentre non hanno zona desurriscaldante essendo alimentati da vapore saturo o con surriscaldamento modesto. I riscaldatori di bassa pressione utilizzano vapore spillato dagli ultimi stadi di turbina.

Parametri di Funzionamento al'ingresso del LPH:pressione d'acqua di condensato Pin = 15,5 [bar]temperatura d'acqua di condensato Tin = 41,5 [C⁰]portata d'acqua di condensato ṁw = 110,359 [t/h]pressione del vapore spillato dalla turbina PL = 58,9 [KPa]temperatura del vapore spillato dalla turbina TL = 85,5 [C⁰]

Parametri di Funzionamento all'uscita del LPH: pressione d'acqua di condensato Pout = 9,74 [bar] temperature d'acqua di condensato Tout = 85,2 [C⁰]

Riferimento alle tabelle di vapore e il diagramma di Molière , l'entalpia del vapore spillato dalla turbina hL = 2653 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di condensato al'ingresso del riscaldatore LPH hwin = 175 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di condensato all'uscita del riscaldatore LPH hwout = 357,5 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua condensata all'uscita del riscaldatore LPH hL' = 358 [kj/kg]

e con riferimento all'equazione di bilancio ṁL = ṁW.(hwout – hwin)/(hv– hL') (13)ṁL=110,36(357.5 –175)/(2653 – 358) =2.438 [kg/s] = 8777 [kg/h]

dove che: il vapore condensato esce a temperatura che corrispondente all'pressione di saturazione.

La quantità di calore consumata dalla turbina con il vapore spillato QL è dato da : QL = ṁL ×hL = 6468[KW] (14)

Figura (5 ) Analisi termodinamico del riscaldatore di bassa pressione LPH.

11- Analisi termodinamico del degasatore D/A

Parametri di Funzionamento al'ingresso del D/Apressione d'acqua di alimento Pin = 5,75 [bar]temperatura d'acqua di alimento Tin = 85 [C⁰]portata d'acqua di alimento ṁw = 110,359 [t/h]pressione del vapore spillato dalla turbina PD/A = 1,9 [bar]temperatura del vapore spillato dalla turbina TD/A = 168 [C⁰]

Parametri di Funzionamento all'uscita del D/A : temperatura di saturazione Tout = 157,1819 [C⁰] temperature d'acqua di alimento Tout = 135 [C⁰]

Riferimento alle tabelle di vapore e il diagramma di Molière , l'entalpia del vapore spillato dalla turbina hD/A = 2806 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento al'ingresso del degasatore D/A hwin = 356 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento all'uscita del degasatore D/A hwout = 568 [kj/kg] e con riferimento all'equazione di bilancio

ṁD/A = ṁW.(hwout – hwin)/(hv– hD/A) (15)ṁd =ṁD/A=110,36(568 –356)/(2806 – 568) = 10458 [kg/h]

La quantità di calore consumata dalla turbina con il vapore spillato QD/A è dato da: QD/A= ṁD/A ×hD/A= 8151[KW] (16)

Figura (6) : Analisi termodinamico del degasatore D/A

12- Analisi termodinamico del riscaldatore di alta pressione HPH3

Parametri di Funzionamento al'ingresso del HPH3 ;pressione d'acqua di alimento Pin = 98 [bar]temperatura d'acqua di alimento Tin = 165 [C⁰]portata d'acqua di alimento ṁw = 132 [t/h]pressione del vapore spillato dalla turbina PHPH3 = 14,6[bar]temperatura del vapore spillato dalla turbina THPH3 = 301 [C⁰]temperatura di saturazione Ts = 197 [C⁰]

Parametri di Funzionamento all'uscita del HPH3 : pressione d'acqua di alimento Pout = 96 [bar] temperature d'acqua di alimento Tout = 195 [C⁰]

Riferimento alle tabelle di vapore e il diagramma di Molière , l'entalpia del vapore spillato dalla turbina hHPH3 =hg = 3042 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento al'ingresso del riscaldatore HPH3 hwin = 702 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento all'uscita del riscaldatore HPH3 hwout = 834 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua condensata all'uscita del riscaldatore HPH3 hg' = 839 [kj/kg]

e con riferimento all'equazione di bilancio ṁHPH3 = ṁW.(hwout – hwin)/(hg – hg') (17)ṁL=132 . (834 –702)/(3042 – 839) = 7909 [kg/h]

dove che:

il vapore condensato esce alla temperatura di saturazione che corrispondente all'pressione di saturazione .

La quantità di calore consumata dalla turbina con il vapore spillato QHPH3 è dato da : QHPH3= ṁHPH3 ×hHPH3 = 6683[KW] (18)

Figura (7) : analisi termodinamico del riscaldatore HPH3.

13- Analisi termodinamico del riscaldatore di alta pressione HPH2

Parametri di Funzionamento al'ingresso del HPH2 ;pressione d'acqua di alimento Pin = 103 [bar]temperatura d'acqua di alimento Tin = 137 [C⁰]portata d'acqua di alimento ṁw = 132 [t/h]pressione del vapore spillato dalla turbina PHPH2 = 7,5 [bar]temperatura del vapore spillato dalla turbina THPH2 = 229 [C⁰]temperatura di saturazione Ts = 167,75 [C⁰]

Parametri di Funzionamento all'uscita del HPH2 : pressione d'acqua di alimento Pout = 100 [bar] temperature d'acqua di alimento Tout = 167 [C⁰]

Riferimento alle tabelle di vapore e il diagramma di Molière , l'entalpia del vapore spillato dalla turbina hHPH2 =hn = 2907 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento al'ingresso del riscaldatore HPH2 hwin = 583 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua di alimento all'uscita del riscaldatore HPH2 hwout = 711 [kj/kg]l'entalpia dell'acqua condensata all'uscita del riscaldatore HPH2 hn' = 709 [kj/kg]

e con riferimento all'equazione di bilancio ṁHPH2 = ṁn= ṁW.(hwout – hwin)/(hn – hn') (19)ṁL=132 . (711 –583)/( 2907– 709) = 7687 [kg/h]

dove che: il vapore condensato esce alla temperatura di saturazione che corrispondente all'pressione di saturazione .

La quantità di calore consumata dalla turbina con il vapore spillato QHPH2 è dato da : QHPH3= ṁHPH2 ×hHPH2 = 6207[KW] (20)

Figura (8) : analisi termodinamico del riscaldatore HPH2 .

14- Bilancio energetico del ciclo termoelettrica :

la quantità di calore consumata dalla turbina con il vapore spillato per riscaldare l'acqua di alimento in:1) HPH3 : QHPH3 = ṁv × hv QHPH3 = 2,1969 × 3042 = 6683 [KW]2) HPH2 :

QHPH2 = 2,1352 × 2907 = 6207 [KW]3) LPH : QLPH = 2,438 × 2653 = 6468 [KW]4) D/A :

QD/A = 2,905 × 2806 = 8151 [KW]

la quantità di calore consumata totale dalla turbina con il vapore spillato :

Qtotale = 27509 [KW]

equivalente 28% dell'energia fornita dal generatore di vapore.

Figura (9 ) : bilancio energetico del ciclo termoelettrica.

Da qui si può valutare la necessità della quantità di calore per un'unità termoelettrica e quindi determinare il numero di collettori solari necessari per garantire questa potenza termica che viene utilizzato per riscaldare l'acqua di alimentazione , senza causare le modifiche al sistema del impianto.D'altra parte la analisi termodinamico del'impianto è utile per determinare i parametri e scoprire le condizioni necessarie per l'installazione di scambiatori di calore e sistemi di accumulo termico.

Per motivi tecnici saranno studiati per fornire la potenza termica che equivalente ai valori di energia termica consumata nei riscaldatori HPH2 , HPH3 .

15- Analisi termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH3 fuori servizio : l'acqua di alimento entra alla caldaia con i parametri : p = 70 [bar] ; t = 170 [C⁰] ; h = 715 [kj/kg]

) la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ∆h = 3380 – 715 = 2665 [kj/kg] ) variazione dell'entalpia porterà a variazione della quantità del combustibile consumato in stesso condizioni di funzionamento della caldaia.

quindi aumento il consumo del combustibile al valore : ṁf = 8,9 [t/h] il consumo del combustibile in caso nominale : ṁf = 8,51 [t/h] ) ∆ṁf = 0,39 [t/h]

Equivalente aumento del consumo di combustibile, 4.6 %

Figura (10 ) : ciclo termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH3 fuori servizio

16- Analisi termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH2 fuori servizio :

l'acqua di alimento entra alla caldaia con i parametri : p = 70 [bar] ; t = 165 [C⁰] ; h = 701 [kj/kg]

) la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ∆h = 3380 – 701 = 2679 [kj/kg] ) variazione dell'entalpia porterà a variazione della quantità del combustibile consumato in stesso condizioni di funzionamento della caldaia.

quindi aumento il consumo del combustibile al valore : ṁf = 8,95 [t/h]il consumo del combustibile in caso nominale : ṁf = 8,51 [t/h] ) ∆ṁf = 0,44 [t/h]Equivalente aumento del consumo di combustibile, 5.2 %

Figura (11) : ciclo termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH2 fuori servizio

17- Analisi termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH2 ,3 fuori servizio :

l'acqua di alimento entra alla caldaia con i parametri : p = 70 [bar] ; t = 137 [C⁰] ; h = 581 [kj/kg]

) la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ∆h = 3380 – 581 = 2799 [kj/kg] ) variazione dell'entalpia porterà a variazione della quantità del combustibile consumato in stesso condizioni di funzionamento della caldaia.

quindi aumento il consumo del combustibile al valore : ṁf = 9,35 [t/h] il consumo del combustibile in caso nominale : ṁf = 8,51 [t/h] ) ∆ṁf = 0,84 [t/h]Equivalente aumento del consumo di combustibile, 9.87 %

Figura (12) : ciclo termodinamico dell'unita termoelettrica in caso di HPH2 , 3 fuori servizio

18- Importanti considerazioni per l'utilizzo i collettori solari nella centrale termoelettrica convenzionale

1- Analisi termodinamico del ciclo a vapore dell'unita di produzione tale dare un'idea del numero i collettori necessari installati.

2- Analisi termodinamico del ciclo a vapore per i seguenti :a- Determinare la quantità di calore assorbita dall'acqua di alimentazione in ogni riscaldatore a ciclo

per esempio i riscaldatori basso pressione LPH , i riscaldatori ad alta pressione HPH2 , HPH3 e degasatoreD/A.

b- Determinare i valori delle temperature , entalpia , pressioni , e i flussi del vapore spillato e acqua di alimento all'ingresso e all'uscita i riscaldatori e scambiatori di calore nel ciclo a vapore.

c- Determinare i parametri principali all'ingresso della caldaia in due casi :- I riscaldatori in servizio.- I riscaldatori fuori servizio.

d- Determinare la quantità della portata vapore spillato dalla turbina.e- Determinare il rendimento del ciclo a vapore e il rendimento della caldaia e i componenti del ciclo.f- Determinare il consumo del combustibile e confronto i valori dei consumi in caso normale e in caso

di utilizzo i collettori solari.g- Determinare la portata dei Sali fusi necessari per aggiungere la quantità di calore richiesta.

3- Determinare la quantità di calore per riscaldare l'acqua di alimentazione nello scambiatore termico Sali fusi- acqua di alimento in due casi sopra.

4- Analisi termico dello scambiatore di calore per determinare la portata massima dei Sali fusi dove la temperatura dell'acqua di alimento non superiore la temperatura di saturazione corrispondente la pressione di evaporazione di funzionamento all'uscita dallo scambiatore termico e prima di ingresso alla caldaia.

5- Confronto tra il risparmio del consumo del combustibile in due casi precedenti .6- Confronto tra i due valori dei rendimenti.

19- Analisi termodinamico del ciclo termico dell'unità termoelettrica con scambiatore termico

Per studiare l'effetto di scambiatore termico installato prima d'ingresso alla caldaia abbiamo quattro casi come seguenti :1)HPH2,3 fuori servizio.2)HPH3 fuori servizio e HPH2 in servizio.3)HPH2 fuori servizio e HPH3 in servizio.4)HPH2,3 in servizio.

19-1- Analisi termodinamico in caso di HPH2,3 fuori servizio : come risultato della precedente analisi termodinamico l'acqua di alimento entra allo scambiatore termico con i seguenti parametri : la pressione d'ingresso allo scambiatore p =103[bar]; la temperatura t = 137[C°]; l'entalpia h = 583[kj/kg]; e la portata dell'acqua mw =132 [t/h].le caratteristiche dell'acqua di alimento lato di uscita dallo scambiatore termico sono : p = 70 [bar]; t = 282 [C°]; h = 1247 [ kj/kg] ;

dove ; la temperatura di saturazione Ts = 286 [C°] quando stesso condizioni di funzionamento della caldaia e potenza termica 30 [MW] dove : la portata del vapore prodotto ṁv = 130 [t/h]; la temperatura del vapore surriscaldatore t = 485 [C°] ; la pressione p = 65 [bar] ; e l'entalpia h = 3380 [kj/kg]. entalpia dell'acqua verso ingresso al'economizzatore hsp = 832 [kj/kg] ; dove ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia in condizioni nominali : ∆h = 3380 – 832 = 2548 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,51 [t/h].

- Nel caso di HPH2,3 fuori servizio e senza la presenza dello scambiatore termico: la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia è : ∆h = 3380 – 581 = 2799 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 9,35 [t/h].

- Nel caso di HPH2,3 fuori servizio e con la presenza dello scambiatore termico:quindi ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia : ∆h = 3380 – 1247 = 2133 [kj/kg]

Che corrisponde alla portata del combustibile ṁf = 7,12 [t/h].

la differenza del combustibile dei due casi sono : ∆ṁf = 9,35 – 7,12 = 2,23 [t/h].D'altra parte salvare la quantità del vapore spillato dalla turbina nei riscaldatori HPH2,3 che sono pari a ṁg + ṁn = 7687 + 7909 = 15596 [kg/h] che equivalente 0,84 [t/h] del combustibile . e dunque; il valore del risparmio di combustibile totale è : ṁf,risparmio = 2,23 + 0,84 = 3,07 [t/h].

Figura (13 ) : Analisi termodinamico del ciclo termico dell'unità termoelettrica con scambiatore termico (Sali fusi – acqua di alimento) in caso di HPH2,3 fuori servizio.

19-2- Analisi termodinamico in caso di HPH2 in servizio e HPH3 fuori servizio: come risultato della precedente analisi termodinamico l'acqua di alimento entra allo scambiatore termico con i seguenti parametri : p =100 [bar]; t = 170[C°]; h = 724[kj/kg ]; e la portata dell'acqua mw =132 [t/h].le caratteristiche dell'acqua di alimento lato di uscita dallo scambiatore termico sono : p = 70 [bar]; t = 282 [C°]; h = 1247 [ kj/kg] ;

dove ; la temperatura di saturazione Ts = 286 [C°] quando stesso condizioni di funzionamento della caldaia e potenza termica 30 [MW] : dove ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia in condizioni nominali : ∆h = 3380 – 832 = 2548 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,51 [t/h].

- Nel caso di HPH2 in servizio e senza la presenza dello scambiatore termico:

la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia è : ∆h = 3380 – 715 = 2665 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,9 [t/h].

- Nel caso di HPH2 in servizio e con la presenza dello scambiatore termico:quindi ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia : ∆h = 3380 – 1247 = 2133 [kj/kg]Che corrisponde alla portata del combustibile ṁf = 7,12 [t/h].

la differenza del combustibile dei due casi sono : ∆ṁf = 8,9 – 7,12 = 1,78 [t/h].D'altra parte salvare la quantità del vapore spillato dalla turbina nei riscaldatori HPH3 che sono pari a ṁg = 7909 [kg/h] che equivalente 0,44 [t/h] del combustibile . e dunque; il valore del risparmio di combustibile totale è : ṁf,risparmio = 1,78 + 0,44 = 2,22 [t/h].

Figura (14 ) : Analisi termodinamico del ciclo termico dell'unità termoelettrica con scambiatore termico (Sali fusi – acqua di alimento) in caso di HPH2,in servizio e HPH3 fuori servizio.

19-3 Analisi termodinamico in caso di HPH3 in servizio e HPH2 fuori servizio:

come risultato della precedente analisi termodinamico l'acqua di alimento entra allo scambiatore termico con i seguenti parametri : p =100 [bar]; t = 165[C°]; h = 702[kj/kg ]; e la portata dell'acqua mw =132 [t/h].le caratteristiche dell'acqua di alimento lato di uscita dallo scambiatore termico sono :

p = 70 [bar]; t = 282 [C°]; h = 1247 [ kj/kg] ; dove ; la temperatura di saturazione Ts = 286 [C°] quando stesso condizioni di funzionamento della caldaia e potenza termica 30 [MW] : dove ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia in condizioni nominali : ∆h = 3380 – 832 = 2548 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,51 [t/h].

- Nel caso di HPH3 in servizio e senza la presenza dello scambiatore termico:

la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia è : ∆h = 3380 – 701 = 2679 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,95 [t/h].

- Nel caso di HPH3 in servizio e con la presenza dello scambiatore termico:quindi ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia : ∆h = 3380 – 1247 = 2133 [kj/kg]Che corrisponde alla portata del combustibile ṁf = 7,12 [t/h].

la differenza del combustibile dei due casi sono : ∆ṁf = 8,95 – 7,12 = 1,83 [t/h].D'altra parte salvare la quantità del vapore spillato dalla turbina nei riscaldatori HPH3 che sono pari a ṁn = 7687 [kg/h] che equivalente 0,39 [t/h] del combustibile . e dunque; il valore del risparmio di combustibile totale è : ṁf,risparmio = 1,83 + 0,39 = 2,22 [t/h].

Figura (15 ) : Analisi termodinamico del ciclo termico dell'unità termoelettrica con scambiatore termico (Sali fusi – acqua di alimento) in caso di HPH2,in servizio e HPH3 fuori servizio.

19 - 4 Analisi termodinamico in caso di HPH2,3 in servizio : Allo stesso modo e come risultato della precedente analisi termodinamico l'acqua di alimento entra allo scambiatore termico con i seguenti parametri : p =70 [bar]; t = 195[C°]; h = 832[kj/kg ]; e la portata dell'acqua mw =132 [t/h].le caratteristiche dell'acqua di alimento lato di uscita dallo scambiatore termico sono :p = 67 [bar]; t = 282 [C°]; h = 1247 [ kj/kg] ;

dove ; la temperatura di saturazione Ts = 286 [C°] quando stesso condizioni di funzionamento della caldaia e potenza termica 30 [MW] : dove ;la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia in condizioni nominali : ∆h = 3380 – 832 = 2548 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 8,51 [t/h].

Nel caso di HPH2,3 in servizio e con la presenza dello scambiatore termico:la differenza dell'entalpia tra il vapore prodotto e l'acqua di alimento ingresso alla caldaia è : ∆h = 3380 – 1247 = 2133 [kj/kg] Che corrisponde alla portata del combustibile consumato ṁf = 7,12 [t/h].

la differenza del combustibile dei due casi sono : ∆ṁf = 8,51 – 7,12 = 1,39 [t/h]. il valore del risparmio di combustibile totale è : ṁf,risparmio = 1,39 [t/h].

20- Discussione dei risultati :

Come si può vedere che il valore massimo del risparmio del consumo di combustibile quando HPH2,3 fuori servizio , tale valore che è di progettazione dello scambiatore di calore perche dà un valore maggiore del bisogno di calore necessaria dell'unità termoelettrica.In generale, questi risultati danno la percezione dei valori minimo e massimo della quantità termica richiesta dallo scambiatore termico, e che variano a seconda della capacità dell'impianti termoelettriche e condizioni operative in cui operano e vale la pena ricordare qui è il fabbisogno di energia termica dell'acqua di alimento per riscaldamento equivalente la quantità di calore con il vapore spillato dalla turbina totale in modo che non sono prese a cambiare i parametri di funzionamento normale dell'unità e fisicamente non superare la temperatura di saturazione corrispondente alla pressione di esercizio.Per quanto riguarda l'unità termoelettrica della potenza elevata sarà un risparmio del combustibile in più rispetto all'unità di piccolo potenza a causa di numero dei riscaldatori e la grande quantità del vapore spillato .

21- ANALISI TERMICO DELLO SCAMBIATORI DI CALORE

21.1 Il primo caso generale HPH2,3 in servizio:

Lo scambiatore di calore (Sali fusi – Acqua di alimento) riceve generalmente, in condizioni di progetto una portata di acqua di alimento ( 70 bar , 195°C ). In uscita si ha un'acqua di alimento preriscaldata (67 bar, 282°C ).

Questa temperatura è vicino dalla temperatura di saturazione 285 ⁰C e tale porta a garantire non urti meccanico nei tubi della caldaia.

Le informazioni necessarie per lo scambiatore di calore installato sono le seguenti :

- Portate dei fluidi;- Temperature di ingresso o di uscita dei fluidi;- Potenza termica da scambiare;- Natura dei due fluidi;- Caduta di pressione disponibili ∆P;- Pressione di ingresso di due fluidi;- Minime velocità richieste;- Indicazioni su condizioni dei varie parametri di funzionamento;- la differenza di temperatura media logaritmica ∆Tml e, il valore del fattore di correzione F;- il valore del coefficiente di scambio termico globale mediante tabelle o correlazioni di scambio

termico;- l'area della superficie di scambio termico A;

Applicando le equazioni di bilancio di massa e di energia al fluido caldo (sali fusi )ed al fluido freddo (acqua di alimento), La potenza termica scambiata dai due fluidi vale:

𝑄w = ṁw . Cpw . ∆Tw = ṁw . ∆hw (21)

Dove:

𝑄w : la quantità di calore necessaria per aumentare la temperatura dell'acqua di alimento dalla temperatura 195 C⁰ alla temperatura 282 C⁰ [KW].

ṁw: portata acqua di alimento in massa [kg/s]

Cpw : calore specifico [kj/kg.C⁰] ;

Cpw = 4.44 [kj/kg.C⁰] quando Tw = 195 [C⁰ ], P = 70 [bar] ;

Cpw = 5.32 [kj/kg.C⁰] quando Tw = 282 [C⁰ ], P = 67 [bar]

∆Tw : differenza temperature della acqua [C⁰ ];

∆hw : differenza entalpia della acqua = 415 [kj/kg]

dove ;

hi = 832[kj/kg] all'ingresso;e all'uscita hu =1247[kj/kg]

𝑄w = 36.67 kg/s × 4.77 [kj/kg.C⁰] × (282 – 195) C⁰ = 15218 [KW]

Nota la potenza termica, si può ricavare facilmente la portata dei Sali fusi necessaria:

𝑄s = ṁs . Cps . ∆Ts )15218 = ṁs × 1.52 × (550 – 290)

) ṁs = 38.5 [kg/s]

Le equazioni caratterizzanti le proprietà dei Sali fusi in funzione della temperatura tra 300 e 600°C sono le seguenti:

densità in funzione della temperatura:

: 2090 − 0.636T [kg/mρ 3] (22)

Calore specifico in funzione della temperatura:

Cp = 1443 + 0.172T [J/kg°C ] (23)

Viscosità in funzione della temperatura:

µ = 22.71 − 0.120 × T(°C) + 2.281 × 10-4 × (T)2 – 1.474×10-7 × (T)3 [mPa×sec] (24)

Conducibilità termica in funzione della temperatura:

k = 0.443 + 1.9×10-4 × T [W/m2.°C ] (25)

Conduttività elettrica in funzione della temperatura:

= −2.4156 × 10γ -2 + 6.8424 ×10-5(T(K)) − 2.5391× 10-8 (T(K))2 (26)

21. 1.1 L’efficienza dello scambiatore ε

ɛ : il rapporto tra la potenza termica effettivamente scambiata nello scambiatore e la massima potenza termica scambiabile:

ɛ = Q/Qmax (27)

La capacita termica oraria C :

C = . Cṁ p (28)

Qmax = Cmin . ∆Tingresso (29)

) ɛ = ∆Tmin ⁄∆Tmax (30)

ɛ = (550 – 290)/ (550 – 195) = 0.73

La capacita termica oraria per Sali fusi è C = ṁs . Cps (31)

= 38.5 × 1.52 = 58.5 [kw/C⁰] = Cmin

La capacita termica oraria per acqua di alimento è C = ṁw . Cpw

= 36.67 × 4.77 = 174.9 [kw/C⁰] = Cmax

mentre C è il rapporto tra le capacità termiche orarie dei due fluidi:

C = Cmin/Cmax = 0.33 (32)

La massima potenza termica scambiabile è quella realizzabile in uno scambiatore in cui il fluido di minore portata termica subisce il massimo salto di temperatura possibile senza violare il secondo principio della termodinamica, e questo si verifica quando esso esce dallo scambiatore ad una temperatura pari a quella di ingresso del secondo fluido. In altre parole

Qmax = Cmin . ∆Tingresso

= 58.5 × (550 – 195) = 20778 [KW]

L'efficienza dello scambiatore termico ε = Qt /Qt.max = 15218 / 20778 = 0.73

Figura (16) : Efficienza di uno scambiatore di calore a controcorrente.

A questo punto è possibile ricavare il numero di unità di trasmissione del calore attraverso

l’apposita formula (o l’apposito diagramma):

NUT = 1/(C– 1) . ln((ɛ – 1)/( C ɛ – 1) (33)

ɛ = 0.73 e C = Cmin/Cmax = 0.33 ) NUT = 1.55

dove NUT è chiamato numero di unità di trasmissione del calore, definito come:

NUT = u.A/Cmin = 1/(RT.Cmin) (34)

RT = 1/(u.A) (35)

RT : Resistenza termica totale [C⁰/W]

) RT =11 × 10-3 [C⁰/W]

Q = u . A . ∆Tlm (36)

u è il cosiddetto coefficiente di scambio termico globale o conduttanza termica unitaria [w/m².C⁰]

A : l’area della superficie di scambio termico [m2]

La media temperatura logaritmica :

Tml = (∆T1 – ∆T2) / (ln ∆T1/∆T2) (37)

dove; ∆T1= Ts,i – Tw,u = 550 – 282 = 268 [C⁰]

∆T2 = Ts,u – Tw,i = 290 – 195 = 95 [C⁰]

) ∆Tlm = 167 [C⁰]

Supponendo che il coefficiente di scambio termico globale u = 2000 [w/m².C⁰] ; e che a seconda del valore specificato nel generatore di vapore del progetto Archimede.

Dall'equazione (36) l’area della superficie di scambio termico quindi )A = 45 [m²]

Supponendo che il numero dei tubi n = 100 ; e il diametro esterno tubi 20 [mm]

A = n . . d .L (38) π

La lunghezza dei tubi quindi, ) L = 7.35 [m]

Figura (17) : Schema dello scambiatore di calore Sali fusi – acqua di alimentazione

Figura (18) : Schema descrittivo dello scambiatore di calore in caso di HPH2,3 in servizio; portata minima dei Sali fusi.

21.2 Il secondo caso HPH2,3 fuori servizio:

Lo scambiatore di calore riceve, in condizioni di progetto una portata di acqua di alimento (103 bar , 137°C). In uscita si ha un'acqua di alimento preriscaldata (70 bar, 282°C );

La differenza entalpia della acqua ∆hw = 666 [kj/kg]

dove ;

entalpia all'ingresso hi = 581 [kj/kg]; e all'uscita hu =1247 [kj/kg]

dove la temperatura di saturazione Ts = 285.79 C⁰.

dall'equazione ;

𝑄w = ṁw . Cpw . ∆Tw = ṁw . ∆hw

La potenza termica scambiata dai due fluidi vale:

𝑄w = 666 × 36.67= 24422 [KW]

Quindi; ) la portata dei Sali fusi ṁs = 61.8 [kg/s]

La capacita termica oraria minima

Cmin = 61.8 × 1.52 = 93.9 [kw/C⁰] ;

Cmax = 36.67 × 4.79 = 175.6[kw/C⁰]

la massima potenza termica scambiabile:

Qmax = Cmin . ∆Tingresso

dove; ∆Tingresso = 550 – 137 = 413 [C ]⁰

) Qmax = 38794 [KW]

L'efficienza dello scambiatore termico

ε = Qt /Qt.max = 24422 /38794 = 0.63

il rapporto tra le capacità termiche orarie dei due fluidi:

C = Cmin/Cmax = 0.53

il numero di unità di trasmissione del calore NUT:

dall'equazione (33)

NUT = 1/(C– 1) . ln((ɛ – 1)/( C ɛ – 1)

) NUT = 1.24

dall'equazione (34) NUT = u.A/Cmin = 1/(RT.Cmin) (39)

La resistenza termica totale;

RT = 8.58 × 10-3 [C⁰/W] ;

La media temperatura logaritmica :

Tml = (∆T1 – ∆T2) / (ln ∆T1/∆T2)

dove; ∆T1= Ts,i – Tw,u = 550 – 282 = 268 [C⁰]

∆T2 = Ts,u – Tw,i = 290 – 137 = 153 [C⁰]

) ∆Tlm = 205 [C⁰]

considerando che;

u = 2000 [w/m².C⁰]

) l’area della superficie di scambio termico quindi A = 59.57 [m²]

Figura (19) : Schema dello scambiatore di calore Sali fusi – acqua di alimentazione

Figura (20) : Schema descrittivo dello scambiatore di calore in caso di HPH2,3 fuori servizio; portata massima dei Sali fusi.

Figura(21) : Confronto delle percentuale del contributo della potenza solare termica per due casi

1- HPH2,3 INSERVIZIO (minima portata dei Sali fusi). 2- HPH3 FUORI SERVIZIO (massima portata dei Sali fusi).

La percentuale del contributo della potenza solare termica in relazione al totale di energia termica fornite nel generatore di vapore in due casi:- la portata minima di Sali fusi 38.5 kg/s- L’energia termica totale fornita nel generatore di vapore = 76905 KW- L’energia termica solare all’ingressodello scambiatore di calore =1 5218 KWLa percentuale del contributo = 19.8%Il rendimento globale = 39% dove , potenza elettrica 30 MW

la portata massima di Sali fusi 62 kg/s- L’energia termica totale fornita nel generatore di vapore = 64733 KW- L’energia termica solare all’ingressodello scambiatore di calore = 24422 KWLa percentuale del contributo = 37.7 %Il rendimento globale =46.3% dove, potenza elettrica 30 MW

Impianto Integrato Solare / Ciclo convenzionale termoelettrica: Fondamenti

1- Impianto solare

1.1 Sfruttamento dell’energia solare

Ad oggi, la tecnologie prevalentemente utilizzate per lo sfruttamento dell’energia solare è quella fotovoltaica, per produzione di elettricità, e quella termica per impianti di riscaldamento e fornitura di acqua calda ad uso domestico.

Relativamente più recente è lo sviluppo delle tecnologie di produzione di energia elettrica e vapore tecnologico mediante concentrazione di energia solare con sistemi di eliostati ( specchi ) su ricevitori che collettano il calore per poi cederlo al generatore di vapore di un ciclo termodinamico.

E sarebbe meglio usare quella tecnologia per produrre calore solo per riscaldare l'acqua di alimentazione prima di entrare nel economizzatore, con conseguente riduzione dei consumi nella centrale elettrica, per i seguenti motivi:   - Ridurre il numero di collettori solari per la produzione di calore e quindi ridurre i costi della creazione e l'installazione.- Alto rendimento di conversione dell'energia solare per produrre energia termica rispetto alla conversione in energia elettrica.

1.2 Impianto solare a concentratori lineari La tecnologia attualmente più matura per la produzione di energia elettrica da solare termodinamico è quella che utilizza i collettori parabolici lineari. In tali impianti, il campo solare ha una struttura modulare ed è costituito da collettori parabolici lineari collegati in serie e disposti in file parallele della lunghezza di alcune centinaia di metri. Ciascun collettore è costituito da un riflettore di forma parabolica che concentra i raggi solari su un tubo assorbitore (ricevitore) disposto sul fuoco della parabola. Un fluido portatore di calore, tipicamente Sali fusi KNO3-NaNO3 (60-40%) , pompato attraverso i tubi ricevitori, alimenta una stazione di potenza localizzata al centro del campo solare.

D'altra parte ed importante che lo svantaggio di questa tecnologia è richiede l’impiego di estese e costose superfici riflettenti ; perciò useremo meno numero dei collettori per produrre l'energia termica , come una selezione a questo problema; Si può aggiungere che l'uso di questo tipo di integrazione tra l'impianto solare termodinamico e la centrale termoelettrica tradizionale sarà aperto largo per sfruttare l'energie rinnovabili Soprattutto dopo aver conosciuto la serietà degli usi di energia nucleare e il disastro che si sono verificati recentemente in centrale nucleare in Giappone; Questo da un lato e d'altro, i prezzi elevati del petrolio crescente .

Il grosso del potenziale della fonte solare si trova nella cosiddetta “Sun Belt” (fascia del Sole) ovvero l’area a maggiore irraggiamento solare del pianeta (figura 22). In particolare l’Africa settentrionale e il Medio Oriente hanno vaste aree con irraggiamento solare particolarmente elevato, adatte all’installazione di grandi impianti solari poiché poco o per nulla utilizzabili per altri impieghi. Come ordine di grandezza, in queste aree ogni metro quadro di collettore solare può produrre in un anno un’energia termica equivalente a circa un barile di petrolio. Questi Paesi sono quindi candidati naturali a uno sviluppo intensivo dell’energia solare. Per lo sfruttamento massiccio di questo potenziale si presta

in modo particolare la tecnologia solare termica a concentrazione “CSP” (Concentrating Solar Power), che sfrutta solo la radiazione diretta ed è quindi adatta a operare in zone a forte irraggiamento diretto. Tramite un dispositivo di concentrazione solare si può migliorare la qualità dell’energia raccolta dal dispositivo di captazione portandola a temperatura molto elevate, in modo da poter operare con buone efficienze dei classici cicli termodinamici.

Figura (22) : distribuzione irradiazione solare – Il Mondo .

Figura (23) : distribuzione irradiazione solare – Medio Oriente .

2- Principali componenti dell’impianto solare Vengono illustrate di seguito le principali caratteristiche dei componenti che costituiscono un impianto solare del tipo preso come riferimento: - sistema di concentrazione; - sistema di inseguimento; - scambiatore di calore; - eventuale installazione di un sistema di accumulo;

2.1 Sistema di concentrazione Un modulo riflettente generalmente utilizzato risulta composto da: - Pannelli riflettenti parabolici; - Struttura di supporto; - Collettori contenenti il fluido termovettore sui quali si concentra la potenza termica solare; sistema del ricevitore .

La seguente tabella riassume i fattori che influenzano la conversione dell’energia solare fornita in energia termica resa disponibile allo scambiatore di calore :

__________________________________________________________________________________________

Efficienza solare / termico

___________________________________________________________________________________________

Parametri di efficienza Valori

Angolo d'incidenza 0,873

Disponibilità del campo 0,99

Ombreggiatura specchi 0,92

Sistema di inseguimento 0,992

Accuratezza geometrica 0,98

______________________________________________________________________________________________

2.1.1 Pannelli riflettenti parabolici I pannelli riflettenti e le strutture di sostegno giocano un ruolo significativo nel determinare l’efficienza globale degli impianti di potenza solari. Questi sistemi devono convogliare la maggiore quantità di energia incidente su tubi posti nel fuoco della parabola riflettente.

2.1.2 Struttura di supporto *

paraboloidi lineari attuali derivano principalmente dalle esperienze della Luz degli anni '80; la Luz ha  realizzato progressivamente tre tipi di collettori distinti per dimensioni e fattore di concentrazione: LS1, LS2, e LS3. Le dimensioni dei collettori attuali sono spesso simili a quelli dei collettori LS3; in alcuni casi sono state mantenute alcune dimensioni chiave, ciò  ha permesso di “standardizzare” le dimensioni degli specchi e dei tubi ricevitori,  a vantaggio della produzione in serie di questi componenti.  Nel tempo sono state proposte diverse strutture di sostegno dei collettori (truss); tutte cercano di ottenere gli stessi risultati: alta precisione, rigidità della struttura, resistenza al vento,  minimo impiego di materiale e di lavoro di costruzione. Non esistendo al momento una normazione delle prestazioni non è semplice  effettuare un reale confronto tecnico - economico tra le diverse soluzioni. Di regola i diversi tipi di collettori vengono "certificati" direttamente dai costruttori proponenti o mediante prove in campo o con tecniche strumentali sviluppate nel corso degli anni nei centri di ricerca.

2.1.2.1 Modelli di collettori ( SCA – Solar Collector Assembly)

Nel tempo sono state proposte diverse strutture di sostegno dei collettori (truss); tutte cercano di ottenere gli stessi risultati: alta precisione, rigidità della struttura, resistenza al vento,  minimo impiego di materiale e di lavoro di costruzione. 

Non esistendo al momento una normazione delle prestazioni non è semplice  effettuare un reale confronto tecnico - economico tra le diverse soluzioni. Di regola i diversi tipi di collettori vengono "certificati" direttamente dai costruttori proponenti o mediante prove in campo o con tecniche strumentali sviluppate nel corso degli anni nei centri di ricerca.

2.1.2.2 Caratteristiche del collettore CS XXI:

tipo di struttura: barra di torsione e centine

materiale: acciaio zincato

corda della parabola: 5,90 m lunghezza focale: 1,8 mlunghezza elemento base: 12 mlunghezza collettore: 100 msuperficie nominale: 590 m² fattore di concentrazione geometrico: 82 soli

Caratteristiche del collettore LS3:tipo di struttura: a traliccio a V materiale: acciaio (zincato)corda della parabola: 5,76 m lunghezza focale: 1,71 mlunghezza elemento base: 12 mlunghezza collettore: 99 msuperficie nominale: 545 m²fattore di concentrazione geometrico: 82 soliinstallazione: SEGS V – IX

Caratteristiche del collettore SKAL – ET 150 tipo di struttura: a torque boxmateriale: acciaio (zincato)corda della parabola: 5,76 m lunghezza focale: 1,71 mlunghezza elemento base: 12 mlunghezza collettore: 144 msuperficie nominale: 817 m²fattore di concentrazione geometrico: 82 soliinstallazione: Andasol I II IV, Extresol I II, Kuraimat

2.1.3 Collettori contenenti il fluido termovettore sui quali si concentra la potenza termica solare , sistema del ricevitore Il collettore ha la funzione di trasferire al fluido che scorre al suo interno la massima parte dell’energia solare concentrata dagli specchi parabolici, garantendo la costanza delle prestazioni nel tempo. Ciò comporta un’ adeguata resistenza agli agenti atmosferici e alle escursioni termiche indotte dalla variabilità del flusso solare. La costruzione prevede le seguenti parti: - Un tubo centrale in acciaio inossidabile con riposto sulla superficie esterna del coating selettivo descritto in seguito; - Un tubo di vetro al BoSi con trattamenti antiriflesso sulla superficie esterna ed interna, intese a assicurare la massima trasmittanza della luce solare;

- Due soffietti metallici in grado di assorbire le dilatazioni differenziali tra il tubo centrale metallico e il tubo esterno in vetro (dilatazione differenziale massima 39 [mm] con le dimensioni e le temperature di progetto, da assorbire su due soffietti);

Figura (24) : Caratteristiche strutturali del tubo ricevitore.

I tubi ricevitori hanno la necessità di avere materiali con rivestimenti superficiali che si comportano in maniera selettiva nei confronti della radiazione incidente. Le loro proprietà ottiche di riflettanza, assorbanza ed emissività emisferica si devono modificare apprezzabilmente con la lunghezza d’onda della radiazione passando dalla zona d’irradianza dello spettro solare alla zona dell’infrarosso termico. Il rivestimento da realizzare deve, quindi, avere un comportamento quanto più prossimo a quello ideale cioè riflettanza nulla (assorbanza unitaria) nella regione spettrale della radiazione solare. I materiali compositi ceramico-metallici (CERMET) sono materiali che soddisfano questi requisiti avendo un elevato picco di assorbimento nella regione dello spettro solare ed una bassa emissività nella regione dell’infrarosso termico. Scegliendo opportunamente la percentuale volumetrica di metallo nei due strati di CERMET è possibile modificare le proprietà selettive del rivestimento. Attualmente il rivestimento più comunemente usato è composto da quattro strati come mostra la figura seguente:

____________________________________________________________________________________________________________________*riferimento dal fonte di sito : http://www.solarthermalpower.it/Le%20tecnologie%20delle%20parabole%20lineari%203%20strutture.htm

Figura(25): Struttura del rivestimento selettivo.Secondo il progetto ENEA, il tubo ricevitore dovrà operare ad una temperatura superficiale compresa nell’intervallo 300 ÷ 580 °C. Esso avrà caratteristiche tecniche e costruttive uguali per tutto lo sviluppo della lunghezza del singolo loop (600 m). L’elemento di partenza è un tubo di acciaio AISI 316L con diametro esterno 70 mm e spessore di parete pari a 3 mm. La superficie del tubo sarà opportunamente trattata per migliorare le proprietà di adesione dei film che su di essa andranno depositati. Il grado di finitura della superficie del tubo influenzerà fortemente le proprietà assorbitive ed emissive del rivestimento.

I parametri del coating di riferimento sviluppato a Portici, determinati da analisi di caratterizzazione foto-termica presso gli stessi laboratori, sono i seguenti: • alta efficienza foto-termica, ossia alta assorbanza solare (> 94 %) e bassa emissività (< 14 %), fino alla temperatura di 580 °C; • alta stabilità chimica e strutturale fino alla temperatura di 580 °C. Per mostrare la fattibilità del processo di deposizione del coating su tubi assorbitori di lunghezza 4 m, l’ENEA, in collaborazione con un partner industriale italiano.

Nella Tabella (1) sono riportati i principali parametri del tubo ricevitore.__________________________________________________________________________________________

Diametro tubo di vetro 115 mm Spessore vetro 3 mm Diametro tubo acciaio 70 mm Spessore tubo acciaio 3 mm Lunghezza tubo ricevitore 4060 mm Lunghezza attiva 3865 mm Peso vetro 10.3 kg

Peso tubo acciaio 20 kg Peso sali 24.8 kg Peso totale (receiver + fluido) 55.1 kg Peso totale unitario 13.6 kg/m________________________________________________________________________________

Tabella (1 ) : Parametri principali tubo ricevitore Nella Figura (25) è mostrata la stratificazione di un rivestimento spettralmente selettivo ottimizzato per operare con alti valori di efficienza foto-termica in tutto l’intervallo di temperatura su menzionato.

I materiali compositi ceramico-metallici (CERMET) sono materiali che soddisfano questi requisiti avendo un elevato picco di assorbimento nella regione dello spettro solare ed una bassa emissività nella regione dell’infrarosso termico. Scegliendo opportunamente la percentuale volumetrica di metallo nei due strati di CERMET è possibile modificare le proprietà selettive del rivestimento spostando la transizione tra la zona a bassa riflettività e quella ad alta riflettività. Inoltre, lavorando sullo spessore dei quattro strati è possibile ottenere una transizione molto più netta tra la bassa riflettanza nello spettro solare e l’alta riflettanza nell’infrarosso sfruttando gli effetti benefici dell’interferenza tra i segnali riflessi dai vari strati.

Il passo successivo è stato quello di effettuare una scelta fra il rivestimento C e il rivestimento D.In Figura (26) sono mostrate le due curve di riflettanza spettrale il cui andamento è molto simile e prossimo a quello della riflettanza ideale.

Figura (26) : Spettri di riflettanza per due rivestimenti selettivi a base di silica. E’ anche riportata la riflettanza di un rivestimento selettivo ideale per una temperatura del receiver di 580°C.

I due rivestimenti sono stati ottimizzati per operare alla temperatura di 580 [°C], quindi, a temperatura più bassa l’efficienza di conversione foto-termica di entrambi è più alta poiché l’assorbanza rimane costante e l’emittanza diminuisce.

Tuttavia, poiché l’emittanza del rivestimento D decresce più rapidamente di quella del rivestimento C conviene scegliere il rivestimento D, ottenendo così prestazioni migliori alle temperature più basse. La Figura (27) mostra l’emissività emisferica e l’efficienza di conversione foto-termica del rivestimento D in funzione della temperatura che passa da 300 [°C ] a 580 [°C ]dall’ingresso all’uscita del collettore lineare.

Figura (27) : Emissività emisferica ed efficienza di conversione foto-termica del rivestimento D lungo il collettore.Tabella (2) : Parametri principali tubo ricevitore_____________________________________________________________________________ Diametro tubo di vetro 115 mm Spessore vetro 3 mm Diametro tubo acciaio 70 mm Spessore tubo acciaio 3 mm Lunghezza tubo ricevitore 4060 mm Lunghezza attiva 3865 mm Peso vetro 10.3 kg Peso tubo acciaio 20 kg Peso sali 24.8 kg Peso totale (ricevitore + fluido) 55.1 kg Peso totale unitario 13.6 kg/m Grado di vuoto <1 Pa Assorbanza solare coating >0.9 –emittanza coating (a 550°) <0.15 –Dilatazione differenziale max 40 mm metallo-vetro T max tubo ricevitore 550 °C T max vetro 100 °C Pressione max 1.2 MPa____________________________________________________________________________________

Tabella (3) : Parametri foto-termici a 580°C per il rivestimento con il doppio strato di CERMET a profilo lineare______________________________________________________________________________ Rivestimento C Rivestimento D _________________________________________________________________________________________________________ 0.90 0.93 α εh 0.047 0.065 ηpt 0.832 0.835

__________________________________________________________________________________________________________

Rivestimento A Rivestimento B __________________________________________________________________________________________________________ 0.87 0.93 α εh 0.059 0.099 ηpt 0.78 0.78__________________________________________________________________________________________________________

dove;ηpt : l’efficienza foto-termica del rivestimento;

: la proprietà di assorbimento del rivestimento (assorptività);αεh : la proprietà emissività del rivestimento.

2.2 Il sistema di inseguimento

Il sistema di inseguimento ha un importanza fondamentale nell’efficienza del sistema di concentrazione. Nel caso di errato posizionamento della parabola riflettente, si avrebbe una mancata focalizzazione che farebbe tendere a zero l’efficienza di conversione della potenza solare. Per mantenere l’angolo ottimo collettori solari ruotano intorno ad un asse orizzontale, passante per il baricentro della parte mobile del collettore stesso, inseguendo il sole lungo i suoi movimenti durante la giornata. Più precisamente il modulo dovrà posizionarsi con l’asse della parabola che viene a giacere su un piano definito dall’asse del tubo ricevitore e la posizione attuale del sole. I collettori possono essere mossi da un motoriduttore elettrico o un sistema idraulico; quest’ultimo sistema è preferito nelle progettazioni più recenti. Una reazione al sistema di inseguimento dotato di un particolare sensore solare, provvede al preciso allineamento e assicura che le radiazioni solari siano concentrate sul tubo ricevente, con la precisione richiesta. L’operazione di inseguimento è monitorata da un computer locale assistito da una unità hardware assegnata a tale compito, con indicati, nella sala controllo, lo stato operazionale, gli allarmi e la diagnostica. Naturalmente, l’intervallo di verifica dell’allineamento del collettore e delle possibili correzioni sono elementi di particolare rilevanza. Oltre al compito di posizionare correttamente il collettore rispetto la posizione del sole, il sistema di movimentazione dovrà garantire il posizionamento dello stesso in condizioni di sicurezza.

Ciò avviene quando particolari condizioni ambientali, ad es. superamento della velocità limite del vento, improvvise precipitazioni, ecc. possono compromettere l’integrità e la piena funzionalità del componente. Proprio in queste situazioni vengono richieste le massime prestazioni dal sistema di movimentazione (velocità di attuazione, coppia motrice).

Il sistema descritto garantisce il mantenimento dell’ angolo ottimale al trascorrere del giornoα

Il parametro principale è l'intensità della radiazione solare in arrivo, che a sua volta determina il flusso nel tubo per l'obbligo che la temperatura finale di 550 [C⁰] del fluido viene re-emessa dalla potenza IR

leggermente tubo dipende dal valore della futura radiazione solare dw/ds׀peak, come la distribuzione longitudinale della temperatura dipende dalla velocità del flusso.

il dw/ds׀peak; nominale, la perdita di potenza a causa d'irradiazione è un minuscolo = 4,9% della potenza solare, ma diventa dominante la limitazione per i bassi livelli di entrata del flusso solare. il valore minimo di flusso solare per l'operazione che è considerato un stell Significativo è dell'ordine

di dw/ds׀peak = 150 [W/m2]. Un'analisi completa del comportamento fluido-dinamico del HTU è stata effettuata per i parametri provvisorio sopra indicato ed è riassunta nella tabella (4);

Tabella(4):I principali parametri di HTU integrato su tutta la lunghezza collezione completa

_____________________________________________________________________________________

Flusso di radiazione solare dw/ds׀peak 900 600 300 150 0¹ w/m² ___________________________________________________________________________________________________________________

Energia solare per unità di lunghezza 5184 3456 1728 864 0 w/m Portata Sali fusi 6.22 4.04 1.86 0.74 0.23 kg/s Tempo di transito 600 m 9.42 14.5 31.56 78.9 284.4 min Massima temperatura di tubo 564 561 558 557 289 C ⁰Lavoro di popmaggio 1.53 0.44 0.05 0 0 w/m Efficienza termica 95 93 85 68 0 % Efficienza totale² 79 77 71 57 _ % Potenza al fluido dopo 600 m 2473 1606 738 295 –31.8 KWt

HTU : unità di calore del tubo.alla valore nominale del flusso solare dw/ds׀peak =900 [W/m²]; la potenza solare intercettata tramite 600 m lungo ciclo di raccolta (50 ×12 m moduli) è 3.11 MWt ¹questa condizione corrisponde a perdite di tempo notte di calore dal tubo caldo. ² efficienza totale è basato su un rendimento ottico di 0,835 a causa di: la riflessione degli specchi parabolici = 0,94 la trasmittanza del vetro protezione = 0,97 l'assorbimento del rivestimento ENEA tipo B = 0.93. un errore di tracking di = 0.985

3- Le caratteristiche tecniche dell’impianto solare

Il materiale utilizzato per i vari componenti, tubazioni, valvole, pompe, deve essere compatibile con le proprietà del fluido termovettore (miscela di nitrati di sodio e di potassio) e con le temperature di esercizio (290 [°C] ramo freddo e 550[°C] ramo caldo).

Per quanto riguarda il ramo freddo potrebbe essere utilizzato un acciaio al carbonio mentre per quello caldo è necessario un acciaio inossidabile; tuttavia l’esperienza acquisita nell’esercizio dell’impianto SOLAR TWO ha dimostrato la convenienza all’utilizzo di acciaio inossidabile per tutte le tubazioni a contatto con il sale in quanto presenta migliore resistenza alla corrosione ed agli stress termici.

Proprietà fisiche miscela solida KNO3-NaNO3 (60-40%):- densità apparente 1.100 ÷ 1.300 [kg/m3]- calore specifico 1,2 [kJ/kg.K⁰]- calore latente di fusione: 132 [kJ/kg].- Temperatura finale fusione circa 238 [°C]

Proprietà fisiche miscela liquida KNO3-NaNO3 (60-40%) a 300-550[°C]- densità apparente 1.900 – 1.740 [kg/m3] a 300-550 [°C]- calore specifico 1,55-1,5 [kJ/kgK⁰] a 300-400 [°C]- Conduttività termica: 0,53-0,55 [W/m.K⁰] a 300-400 [°C]- Viscosità dinamica: 0,003-0,0015 [Pa.s] a (300-450 [°C])- Corrosione Acciai 9Cr1Mo a 550[°C] = 6 [µm/anno]

Nella Tabella (5) sono riportati i dati relativi ai principali parametri di configurazione del collettore.___________________________________________________________________________________________________________________Elemento parametro unità valore____________________________________________________________________________________________________________________ lunghezza m 12.18 Modello altezza massima dal suolo m 6.38 altezza asse tubo ricevitore m 5.38 altezza asse di rotazione m 3.50 numero tubi ricevitori -- 3 numero pannelli per modulo -- 8 Pannelli riflettenti peso pannello riflettente kg 122 numero alette -- 8 Alette supporto pannelli peso unitario compreso piastre kg 32.8 lunghezza m 12.00 diametro mm 400 numero lati poligono -- 12 spessore mm 4 Trave portante peso trave completa kg 491 numero moduli -- 4 lunghezza complessiva m 50.00 peso totale (escluso piloni) kg 6917 Collettore peso per unità di superficie kg/m2 25

Tabella (6) : Comportamento emissivo dell’assorbitore.

4- sistema di accumulo:

Il sistema di accumulo consente la produzione potenza termica nella centrale termoelettrica convenzionale anche in assenza di apporto solare. Ciò avviene grazie all’utilizzo di due serbatoi di Sali fusi che permettono, nelle ore diurne un notevole accumulo di energia termica che può essere rilasciata nelle ore notturne. Lo schema seguente mostra i componenti principali di un sistema di accumulo e il principio di funzionamento:

Figura (28) : sistema di accumulo del calore.

la capacità dell’accumulo è possibile calcolare dall'equazione :

Qaccumulo utile = Ptermica × ∆t / ηs

Dove; ηs : rendimento dello scambiatore di calore; Ptermica : potenza termica richiesta; ∆t : la differenza delle temperature .

Dall’energia utile da accumulare si valuta velocemente il volume del serbatoio necessario, passando attraverso la capacità termica del fluido che dipende dalle proprietà del fluido (densità e calore specifico) e dal salto di temperatura del sale nell’accumulo:

Vaccumulo utile = Qaccumulo utile / (ρ . Cp .∆T)

La capacità del serbatoio va poi aumentata perché si deve tenere conto delle perdite termiche e il serbatoio deve contenere un fondo di sicurezza, ovvero uno spazio vuoto tra il massimo livello dei sali e il tetto e deve poter accogliere il sale contenuto nei tubi.

Figura (29 ) :impianto solare con lo scambiatore di calore.

Il rendimento del ricevitore è definito come rapporto tra il calore trasmesso al fluido e l’energia solare (riflessa dal concentratore) effettivamente incidente il ricevitore quadrato

il rendimento del ricevitore : ηreceiver = Qnet / Qsolar

dove;

Qnet : energia netta prodotta dal ricevitore [W];

Qsolar : l'energia solare incidente al ricevitore [W].

il rendimento teorico : ηoptical = Qsolar / (IDN .Afield )

dove;

IDN : l'irradiazione solare diretto normale [w/m2];

Afield : l'area dei superficie riflettente del campo solare [m2].

Per dimensionare e determinare i costi di un opportuno sistema di accumulo termico risulta necessario individuare le specifiche e i principali parametri da cui l’accumulo dipende. Le specifiche progettuali sono: a) Il sistema di accumulo deve poter stoccare l’intera quantità di Sali necessaria per prolungare il tempo di funzionamento dell’impianto; b) Si deve maggiorare la capacità termica immagazzinata per tener conto delle perdite termiche per conduzione, irraggiamento e convezione dalle superfici del serbatoio con l’ambiente esterno calcolate nella condizione più critica: serbatoio pieno ad alta temperatura per 24 ore; c) L’isolamento deve cercare di minimizzare le dispersioni termiche mantenendo costi ammissibili;

Figura (30): Andamento ideale della produzione di un ipotetico impianto ST da 30

MWe, dotato di storage termico equivalente a 4 ore di esercizio

Bilanci energetici sullo scambiatore sale fuso – acqua di alimentazione: permettono di calcolare la temperatura dell’acqua di alimento in uscita dallo scambiatore e la portata di Sali fusi che transita da un serbatoio all’altro.

Qaccumulo = ms . Cps . ∆TDove ;Qaccumulo : è la potenza scambiata nello scambiatore;ms : è la portata di Sali fusi che transita nello scambiatore; ∆T = Ts,i – Ts,u

Ts,i : è la temperatura dei Sali in ingresso allo scambiatore; Ts,u : è la temperatura dei sali in uscita dallo scambiatore;Cps : è il calore specifico dei Sali fusi valutato in funzione della temperatura .

Figura (31-a) : Esempio di time shifting con sei ore di stoccaggio - fonte: U. Hermann, P. Nava

Flagsol Attraverso workshop a Lake Tahoe, 2006

Figura (31-b) : Funzionamento dell'accumulo in centrali elettriche Andasol dell'Operazione 7.5h

Perdite termiche nel piping di collegamento.Qpiping = Qpiping on design . ∆Tamb / ∆Tamb on design

∆Tamb = ∆Tpiping – Tamb

Dove ;

Qpiping : è la potenza dissipata nell’attraversamento del piping;

Qpiping on design : è la potenza dissipata in condizione di progetto;

∆Tamb : è la differenza di temperatura tra il fluido nel piping e l'ambiente circostante nelle

condizioni di funzionamento;

∆Tamb on design : è la differenza di temperatura tra il fluido nel piping e l'ambiente circostante nelle condizioni di progetto;

5- Variabilità dei carichi dell'impianto solare durante il giorno :

Il modello di calcolo si è basato sullo studio del funzionamento dell’impianto.

In un impianto solare la produzione di energia elettrica è sempre subordinata alla radiazione solare che i collettori posso “catturare” ma non è sempre vincolata temporalmente perché il sistema di accumulo consente all’impianto un grado di libertà nella produzione; mentre infatti in un impianto solare sprovvisto di accumulo termico, la produzione energia termica è necessariamente limitata nel tempo e nelle quantità dall’assorbimento (quasi) istantaneo della radiazione incidente sul campo specchi, in un impianto con accumulo è possibile svincolare la radiazione incidente dal funzionamento del ciclo a vapore consentendo così uno spostamento della produzione.

Per tali motivi la presenza dell’accumulo permette all’impianto di essere più flessibile nelle produzioni e di potersi meglio adattare alla domanda di energia termica.

Inoltre, dato che per assicurare il riempimento quasi giornaliero dell’accumulo si rende necessaria n’espansione del campo specchi, gli impianti con accumulo termico consentono un aumento della produzione energia termica, per un maggior numero di ore a pieno carico in quanto l’accumulo permette una diminuzione dei transitori ed un livellazione della produzione giornaliera.

Il funzionamento del sistema di accumulo termico può essere parametrizzato in funzione della radiazione effettiva incidente sul campo specchi.

5.1 Funzionamento di progetto a potenza nominale

Figura (32) : Schema di funzionamento con radiazione diretta nominale.

5.2 Funzionamento con riempimento dell’accumulo

Figura (33) : Schema di funzionamento con riempimento del sistema di accumulo .

5.3 Funzionamento con scarico dell’accumulo

Figura (34) : Schema di funzionamento con svuotamento del sistema di accumulo.

5.4 Funzionamento con campo specchi spento

Figura (35) : schema di funzionamento con campo specchi spento .

Si possono estrapolare i dati del Progetto Archimede, assumendo però l’impiego di tecnologia già consolidata a seguito della realizzazione di questo impianto dimostrativo; che utilizzerà 318 collettori

I dati salienti dell’impianto, come risultano dal Progetto preliminare, e che utilizzerà 318 collettori da 100 m disposti in direzione Nord-Sud, sono illustrati nella seguente:

Superficie riflettente del campo solare (m²) 179.097

Area totale occupata dai collettori ( ha) 18,8

Area totale occupata dal campo solare (ha) 37,6

Potenza di picco del campo solare ( MWt)1 136,1

Capacità di accumulo termico (MWh) 500

Potenza elettrica (equivalente) nominale (MWe) 28

Energia elettrica lorda annua prodotta2 ( GWhe/a) 55,9

Energia elettrica netta annua prodotta2 ( GWhe/a) 54,2

Fattore di carico dell’impianto3 (%) 22,1

Rendimento medio annuo di raccolta4 (%) 61,8

Rendimento medio annuo elettrico (equivalente) netto( %)5 17,3

Risparmio annuo di energia primaria6 (tep/a) 11.835

Emissione annua di CO2 evitata6 ( t/a) 36.306

______________________________________________________________________________

1 Con un flusso solare di 1.000 W/m² e un’efficienza di picco dei collettori del 76%.

2 Per ottenere la produzione netta occorre detrarre l’assorbimento degli ausiliari relativi alla parte solare, stimati al 3% dell’energia prodotta.

3 Rapporto tra l’energia netta prodotta e quella producibile se l’impianto lavorasse tutto l’anno alla potenza nominale.

4 Calcolato sull’energia solare incidente sul piano dei collettori.

5 Rispetto alla radiazione normale diretta annua e alla superficie riflettente.

6 Si è considerato un consumo specifico termico medio di 2.184 kcal/kWh e un’emissione specifica di 670 g CO2/kWh, dati medi ENEL 2003 per produzione termoelettrica.

Sulla base della più grande quantità di calore richiesta dallo scambiatore di calore Qmax = Qs

La quantità di calore richiesta dallo scambiatore di calore Qs = 24422 [KWt] ;

e un’efficienza di picco dei collettori η = 76% .

⇒ La quantità di calore richiesta dai collettori solari Qc = 24422 / η ⇒ Qc = 32134 [KWt] ⇒ numeri dei collettori = 75 collettori solari

⇒ Superficie riflettente del campo solare = 42240 [m²]

⇒Che corrispondano per esempio la potenza elettrica (equivalente) nominale = 6.6 [Mwe] (Nel caso di se si assume utilizza l'impianto per produzione energia elettrica)

Per ottenere 32,134 [MWt]

Con un flusso solare di 1000 [W/m²] e un’efficienza di picco dei collettori del 76 [%].

Ogni collettore solare produce una potenza termica Qs.c= 1000 × 576 × 0.76 = 438 [KW].

Avremo bisogno di 75 collettori solari (stesso tipo di utilizzato da ENEA) di area totale collettori = 42240 [m²]

Portata Sali fusi necessaria = 62 [kg/s] (massima) e 38.5 [kg/s] (minima);

Parametri principali relativi ad un impianto per la produzione di energia termica basato sulla tecnologia ENEA

Con le stesse condiziono ambientali della zona priolo gargallo di irradiazione solare 4.7 – 4.8 [KWh/m2.day]

_________________________________________________________________________________________________________________________

Numero di collettori 75

Superficie riflettente del campo solare (m²) 42240

Potenza di picco del campo solare ( MWt)1 32.134

Area totale occupata dai collettori ( ha) 4,4

Area totale occupata dal campo solare (ha) 8,9

Potenza elettrica (equivalente) nominale (MWe)2 6.6

Capacità di accumulo termico (MWh) 120

Portata sali alla potenza di picco [kg/s]3 62

Lunghezza totale dei collettori [km]4 7.5

Efficienza di picco dei collettori solari 76%

Emissione annua di CO2 evitata ( t/a)5 8.57

la velocità del sale nelle tubazioni tra 1.5 ÷ 2.5 m/s

1 Con un flusso solare di 1.000 W/m² e un’efficienza di picco dei collettori del 76%.

2 Quando si utilizza il sistema per generare energia elettrica direttamente come impianti SEGS.

3 Corrisponde la massima potenza termica richiesta dallo scambiatore termico.

4 Collettore solare tipo ENEA di 5.63 × 100 [m]

5 Si è considerato un consumo specifico termico medio di 2.184 kcal/kWh e un’emissione specifica di 670 g CO2/kWh, dati medi ENEL 2003 per produzione termoelettrica.

Si possono estrapolare i dati del Progetto Archimede, assumendo però l’impiego stessa della tecnologia già consolidata a seguito della realizzazione di questo impianto dimostrativo; tenendo conto che il maggiore irraggiamento solare incrementa la resa specifica in termini più che lineari, in quanto aumenta anche il rendimento medio di conversione,

Supponendo che il DNI = 1300 [W/m²] area di uno solare 100 [m]×5.76 [m] = 576 [m²] ; e un’efficienza di picco dei collettori del 76 [%].η = 76 %

Ogni collettore solare produce una potenza termica Qs.c = 1300 × 576 × 0.76 = 569 [KWt].

Parametri principali relativi ad un impianto per la produzione di energia termica basato sulla tecnologia ENEA

Con le stesse condiziono ambientali della zona Hodiedah – Yemen di latitudine 14.99 , longitudine 42.91 di irradiazione solare 5.5 – 6.5 [KWh/m2.day]

Figura (25) : distribuzione irradiazione solare e la posizione del sito in esame Hodaidah – Yemen.

Figura (26) :Foto satellitare del sito in esame.

Monthly Averaged Insolation Incident On A Horizontal Surface (kWh/m2/day)

Lat 14.99 Lon 42.92

JanFebMarAprMayJunJulAugSepOctNovDec

22-year Average

5.535.836.627.197.266.946.556.496.646.606.095.63

Parameter Definition

Parameters for Sizing and Pointing of Solar Panels and for Solar Thermal Applications:

Monthly Averaged Direct Normal Radiation (kWh/m2/day)

Lat 14.99 Lon 42.92

JanFebMarAprMayJunJulAugSepOctNovDecAnnualAverage

22-year 7.506.887.377.797.867.366.546.367.148.238.578.267.49

Minimum And Maximum Difference From Monthly Averaged Direct Normal Radiation (%)

Lat 14.99 Lon 42.92

JanFebMarAprMayJunJulAugSepOctNovDec

Minimum -11-23-8-7-3-11-18-9-7-5-1-8

Maximum 596331431220

  NOTE: Diffuse radiation, direct normal radiation and tilted surface radiation are not calculated when the clearness index (K) is below 0.3 or above 0.8.

Fonte da : WWW.NASA.GOV

SUL IL SITO :

http://eosweb.larc.nasa.gov/cgi-bin/sse/grid.cgi?email=alhammadi277@yahoo.com&step=2&lat=14.99&lon=42.92&num=223105&p=grid_id&p=swvdwncook&p=avg_dnr&sitelev=&veg=17&hgt=+17&submit=Submit

Figura (27) : distribuzione della radiazione solare annuo in Hodiedah – Yemen.

Per ottenere 32,134 [MWt]

Con un flusso solare di 1300 [W/m²] e un’efficienza di picco dei collettori del 76%.

Avremo bisogno di 58 collettori solari (stesso tipo di ENEA) di area totale collettori = 32524.3 [m² ]

Portata Sali fusi necessaria = 62 [kg/s] (massima) e 38.5 [kg/s] (minima)

Irradiazione media giornaliera [KWh/m2giorno] nella città di Hodiedah lat.14.99 , long.42.91*

____________________________________________________________________________

Intensità massima teorica [W/m2] diretta diffusa totale

____________________________________________________________________________

Gennaio 979 127 1106

Febbraio 1073 128 1201

Marzo 1151 126 1277

Aprile 1185 123 1308

Maggio 1169 121 1290

Giugno 1146 120 1265

Luglio 1150 119 1269

Agosto 1169 120 1289

Settembre 1155 123 1278

Ottobre 1093 125 1219

Novembre 1002 127 1128

Dicembre 948 126 1074

*riferimento alla fonte : http://www.meteotitano.net/sole.php

Stima dei costo di impianto

Si procede ora alla descrizione del procedimento di stima del costo di impianto.

Per stimare il costo complessivo di impianto si è preferito analizzare singolarmente le principali voci di costo. Questo ha permesso di osservare come cambiasse il peso di ciascuna voce sul costo totale al variare del multiplo solare.

Figura (28) : La quantità d'energia prodotta dei diversi tipi di fonti di energia

Campo specchi

Il campo specchi è stato dimensionato per un multiplo solare unitario, per un impianto di 50 MW elettrici con radiazione nominale di 800 W/m2.

Per il dimensionamento del campo specchi si rimanda ai paragrafi precedenti.

Il costo del campo specchi può essere scomposto nei relativi componenti:

- Tubo assorbitore

- Specchio riflettente

- Struttura di supporto

- Driver – controlli – sistema di inseguimento

- Opere civili – fondazioni

- Montaggio collettori

- Contingenza

Vengono ora riportate le stime del costo dei diversi componenti differenziate in base alle diverse tecnologie.

Figura (29) : costi componenti dei diversi enti

Figura (30) : tempo di ritorno dell'investimento progetto Archemide

Il costo dell’energia prodotta è infatti il primo ostacolo alla diffusione su larga scala della produzione elettrica mediante tecnologie che sfruttano le energie rinnovabili. Attraverso un’attenta ricerca bibliografica e a seguito del modello dei serbatoi di accumulo termico esposto nei capitoli precedenti, è stato valutato il costo dell’impianto suddiviso nelle voci di: - Campo specchi; - Piping; - Power block; - Sistema di accumulo termico a due serbatoi. Inoltre, per valutare i costi dell’energia prodotta dall’impianto solare termodinamico dotato di accumulo termico, è risultato necessario stimare le produzioni annue dell’impianto. A questo scopo è stato costruito un modello in grado di simulare il funzionamento dell’impianto nell’arco di un anno solare. A partire dalla radiazione solare irradiata in un preciso luogo geografico e dalle caratteristiche meteorologiche del luogo scelto, è stata calcolata l‘energia elettrica prodotta dall’impianto e, di conseguenza, il costo specifico in [€/kWh].

Figura :curve di prospettive economiche

Figura (29) : confronto costi energetici tra impianto solare e centrale termoelettrica che utilizzata olio di combustibile.

2020 prospects

Desert posizione (DNI = 2.900 [kWh/m2.anno]) obiettivo - per 100 unità [MWe]LEC valutazione - 2020Specifico dell'investimento costo: 1600 € / kWeDispositivo di vita: 25 anniTasso di interesse: 7%Annuali di (O & M): 2% del costo d'investimentoLEC: 4,5 [€ cent / kWh] (*)

_____________________________________________________________________________________________________(*) Questo numbere è in accordo con i dati calcolati a Valutazione di Parabolico and Torre SolareCosto Tecnologia e Performance Forecast - Sargent & Lundy Consulting Group LLC per NREL - NREL/SR-550-34.440 - Ottobre 2003 - staing un LEC nel range di 4,3 [centesimo di dollaro / kWh] (SUNLABstima) a 6,2 [centesimo di dollaro / kWh] (S & L stima)

Figura : Confronto dei costi di energia elettrica (c$/KWh)

Impianto di riferimento L’impianto oggetto della ricerca è un impianto solare termodinamico a collettori parabolici in cui scorre Sali fusi come fluido termovettore. L’impianto è di tipo indiretto ed è dotato di un sistema di accumulo termico a due serbatoi in cui vengono immagazzinati i Sali fusi. L’impianto, dimensionato su una radiazione nominale di 1000 [W/m2], ha una potenza netta del ciclo a vapore di 30 [MW].

Per stabilire l’area di specchi necessaria sono stati adottati due rendimenti, reperiti in letteratura, che permettessero di considerare tutte le perdite termiche, presenti nei passaggi di conversione dell’energia da solare a termica. Si tratta di un rendimento foto-termico del campo solare (ηfoto-termico =0,65) ed un rendimento dello scambiatore di calore Sali fusi – acqua di alimento (ηs = 0,75). Per assicurare il funzionamento alla potenza termica nominale dello scambiatore di calore PS, occorre una potenza termica in ingresso al ciclo pari a: PW = PS /ηs

Nel caso di multiplo unitario in assenza di accumulo termico, tutta la potenza termica deve provenire istantaneamente dal campo solare, anch’esso caratterizzato da un proprio rendimento, che considera fondamentalmente gli errori di concentrazione della radiazione, le perdite di fine collettore e le perdite termiche del ricevitore, oltre al fattore di ombreggiamento tra le file in particolari ore del giorno. Conseguentemente il campo deve essere in grado di intercettare una potenza di radiazione pari a:

Prad = PW /ηs

Una volta nota la potenza radiativa necessaria e l’irraggiamento nominale della zona ( IDN), è possibile determinare la superficie di specchi necessaria:

S = Prad /IDN

Tale valore tuttavia non sarà quello definitivo perché con tutta probabilità non sarà ottenibile a partire dai collettori esistenti, che hanno dimensioni standardizzate.Il numero di loop teorico da installare risulta quindi essere:

Nloop = S / Sloop

Nloop deve essere arrotondato per eccesso all’intero successivo.

vantaggi questo metodo

- Installazione di minor numero di collettori solari.- Ottimizzazione le prestazioni delle centrali termoelettriche tradizionali.- Ridurre lo stress termico e conseguenza aumentare la vita operativa della centrale.- Semplicità nella struttura e meno costoso .- Riduzione delle emissioni di inquinanti ambientali.- Riduzione il consumo del combustibile.- Facilità di funzionamento e la manutenzione e l'isolamento .- La possibilità di utilizzo in tutte le centrali a vapore soprattutto quelli e valori più di risparmio .

Svantaggi :

- Frequenti solidificazioni;

- Necessità di numerosi riscaldatori;

- Danneggiamento a causa dell’espansione;

- Difficoltà nell’avviamento;

- superata la temperatura di saturazione puòportare ad evaporazione presto, il che porta agli urti meccanici nei tubi della caldaia.

Sono invece indicati per i sistemi di accumulo poiché, come definito nel paragrafo (4), la grande massa contenuta nei serbatoi conferisce al sistema una notevole inerzia termica che minimizza eventuali abbassamenti improvvisi di temperatura

Figura (30) :I parametri principali dell’impianto solare con : - IDN = 1300 [W/m²]; - sistema di accumulo 120 [MWh]; - scambiatore termico Sali fusi – acqua di alimentazione; - sistema di controllo della temperatura a controllare le temperature per evitare di raggiungere valori troppo elevati che potrebbero danneggiare i componenti del sistema.

Conclusioni e sviluppi futuri

Questo lavoro ha avuto l’obiettivo di analizzare ed ottimizzare da un punto di vista tecnico-economico il funzionamento di un impianto solare a collettori parabolico-lineari abbinato ad un sistema di accumulo termico. La taglia di impianto a cui si è scelto di far riferimento è pari a 30 [MW]. L’attenzione inizialmente è stata rivolta allo studio delle possibili tecnologie di accumulo termico esistenti, in particolare a quelle che presentano attualmente o hanno presentato in passato già diversi riscontri in applicazioni impiantistiche di taglie significative. Si tratta di tecnologie il cui funzionamento è basato sull’accumulo di calore sensibile grazie all’impiego di un fluido di stoccaggio in grado di variare reversibilmente la propria temperatura. Sostanzialmente le tecnologie possibili sicure ed affidabili sono due, entrambe basate su un sistema di accumulo costituito da una coppia di serbatoi a diverse temperature, contenenti una miscela di Sali fusi a livello variabile. I sali possono trasferirsi da un serbatoio all’altro a seconda delle condizioni di funzionamento richieste o dalla logica di gestione adottata. Ciò che differenzia le due tecnologie attualmente in uso è il metodo di accumulo che può essere diretto o indiretto. Nel primo caso i Sali fungono anche da fluido termovettore, nel secondo invece è necessario predisporre degli scambiatori. In realtà esisterebbe anche una terza tecnologia di accumulo che prevede l’impiego di un singolo serbatoio a termoclino, in cui il fluido caldo rimane distinto dal fluido freddo a causa della stratificazione dovuta alle diverse densità; tale tecnologia ha il pregio di avere costi più contenuti delle precedenti ma attualmente non è considerata nel complesso (nel funzionamento abbinato all’impianto) più vantaggiosa. Al termine di un’analisi di tutte le voci di costo costituenti il sistema di accumulo (fluido, taniche, isolamento, fondazioni, scambiatori se presenti, pompe, balance) è stato possibile determinare il costo specifico di stoccaggio di un [MWh] termico in funzione delle ore di accumulo, per ciascuna delle due tecnologie di riferimento.

Figura (31) : confronto il costo accumulo dei due metodi , diretto – indiretto.

la maggiore economicità del sistema di accumulo diretto risiede nel fatto che il serbatoio caldo si trova a temperature di circa 550°C, di gran lunga più elevate rispetto a quelle raggiungibili con un sistema indiretto, dove si superano di poco i 380°C; il serbatoio freddo in entrambi i casi si trova a 292°C per evitare il fenomeno di cristallizzazione dei Sali che avverrebbe a temperature inferiori.

Considerando il ∆T messo a disposizione del fluido, si evince come a pari capacità termica stoccata il sistema diretto richieda volumetrie, e quindi anche costi, inferiori fino al 60 %.Ovviamente il sistema di accumulo preferibile sarebbe quello diretto, sia da un punto di vista economico sia da un punto di vista energetico, dato che permetterebbe di ottenere rendimenti più elevati nel ciclo a vapore.Tuttavia questa tecnologia è di più facile abbinamento con torri solari a concentrazione dove è possibile raggiungere temperature elevate, grazie agli alti fattori di concentrazione ottenibili.Il primo tentativo di raggiungere temperature di 550°C in un campo solare a concentrazione a collettori cilindro- parabolici è stata la centrale Archimede;che però ha richiesto lo sviluppo di nuovi componenti come ricevitori appositi, provocando un aumento nei costi di investimento.Al di là di questo primo significativo tentativo, la tecnologia attuale di riferimento negli impianti solari a collettori è quella che adotta olio sintetico come fluido termovettore ed un sistema di accumulo indiretto a Sali fusi.In questi impianti la logica di accumulo adottata in genere mira a smorzare i transitori durante il funzionamento giornaliero e ad aumentare le ore di funzionamento annue; quindi occorre che il campo specchi sia pportunamente sovradimensionato rispetto alla potenza nominale del power block, per poter stoccare giornalmente la radiazione in eccesso e riutilizzarla dopo il tramonto del sole. Il lavoro qui presentato, partendo da uno studio accurato dei sistemi di accumulo termico, ha poi stimato la convenienza economica del [kWh] elettrico prodotto sviluppando un modello di calcolo del funzionamento dell’impianto. Il modello è stato organizzato per poter valutare il costo dell’energia prodotta al variare delle dimensioni del campo specchi e della capacità di accumulo termico. Questo studio aveva infatti l’intento di poter valutare la convenienza economica dei sistemi di accumulo e l’influenza delle dimensioni del campo solare sulla gestione dell’impianto e sul funzionamento del sistema di accumulo. La valutazione dei costi di impianto è avvenuta suddividendo il costo dell’investimento in differenti voci di costo in modo da poter ottenere una valutazione realistica dell’esborso finanziario legato alla costruzione di un impianto solare termodinamico a concentrazione parabolico-lineare dotato di sistema di accumulo termico; è stato inoltre necessario considerare la variazioni delle voci di costo in funzione dei due parametri fondamentali: il multiplo solare e la capacità di accumulo. A fronte di un’analisi accurata di tutti i componenti dell’impianto (specchi, piping, scambiatori, fluidi, serbatoi…) è stato possibile stimare il costo di impianto sia al variare del multiplo solare sia al variare della capacità termica dell’accumulo.

Al fine sarebbe utile citare alcuni punti importanti come seguente :

- Le analisi numeriche contenute permettono la definizione dell’impianto che, tra le alternative proposte , è caratterizzato da una maggiore efficienza.

- La valutazione dell’impianto si basa su un confronto tra le potenze erogabili e le efficienze di sfruttamento sia del combustibile fossile sia dell’apporto solare.

- Per la valutazione della taglia dell’impianto solare più redditizia, essendo ingenti gli

investimenti richiesti, è necessaria un’ analisi economica specifica successiva alla determinazione della configurazione ;

- Per quanto riguarda l'utilizzo dell'energia solare per produrre l'energia termica nella centrale termoelettrica sono molte ; ricordiamo qui , per esempio :

1- Riscaldamento d'aria di combustione all'interno del generatore di vapore ;2- Riscaldamento di olio fluido combustibile ;3- In impianto di dissalazione interno.

Tutti questi sicuramente aumenterà il valore del rendimento globale dell'unita termoelettrica convenzionale oltre al riscaldamento dell'acqua di alimentazione prima d'ingresso al generatore di vapore che prende la più alta percentuale della potenza termica tra questi usi.

- La concorrenza tra le centrali termoelettriche convenzionali integrato con l'impianti solari ed impianti solari che producono elettricità sarà significativo in termini di costo economico dovuto per evitare l'installazione di generatore di vapore e turbina indipendente ; questo è in aggiunta un maggior numero dei collettori solari.

Per un impianto da 30 [MWe] di potenza elettrica la potenza termica massima richiesta dallo scambiatore termico risulta di circa 24,4 [MWt] che realizza risparmio del consumo di combustibile pari a 3,07 [t/h] tonnellate all'ora che equivalente 73,68 [t/h] al giorno = 2210,4 [t/h] al mese ed equivalente 26524,8 [t/h] annuale.Il fabbisogno le centrali termoelettriche d'alta potenza alla potenza termica sarà più grande e quindi quantità di risparmio più grande .

Figura (32) : configurazione generale del ciclo termico

FAWAZ ALHAMMADI SANA'A – 9/4/2011

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