POLITECNICO DI MILANO
FACOLTÀ DI INGEGNERIA INDUSTRIALE E
DELL’INFORMAZIONE
CORSO DI LAUREA SPECIALISTICA IN INGEGNERIA NUCLEARE
ANALISI TECNICO – ECONOMICA DI UN MODERNO
IMPIANTO DI GENERAZIONE ELETTRICA DA
ENERGIE RINNOVABILI (BIOMASSE)
Relatore: Prof. Angelo Onorati
Correlatore: Ing. Francesco Sassi
Correlatore: Ing. Riccardo Pezzoni
Correlatore: Sig. Ambrogio Artoli
Tesi di Laurea Specialistica
di: Davide Trezzini
Matr. 734591
Anno Accademico 2012/2013
Ringraziamenti
Rivolgo i miei primi ringraziamenti al Prof. Onorati, per aver accettato di sostenermi come mio
relatore nonostante il mio particolare percorso formativo.
Ringrazio i proff. Agosteo e Campi, che mi hanno concesso la possibilità di svolgere una tesi su un
argomento non proprio inerente al corso di studi di Ingegneria Nucleare.
Ringrazio l’Ing. Sassi, mio correlatore, per avermi dato una grandissima mano e per avermi
“sopportato” nonostante gli innumerevoli impegni di lavoro in azienda.
Ringrazio il mio collega Riccardo e il sig. Ambrogio, che mi hanno dato alcune dritte fondamentali
per la stesura di questa tesi.
Un enorme ringraziamento va a Greta per essere stata di fondamentale importanza
nell’impaginazione e nella stesura di questo lavoro.
Indice Generale
INDICE GENERALE
INDICE GENERALE
I
ELENCO DELLE FIGURE
IV
ELENCO DELLE TABELLE
V
ABSTRACT
VI
CAPITOLO 1
EVOLUZIONE DEI CICLI TERMICI LEGATI AD IMPIANTI DI GENERAZIONE ELETTRICA
ALIMENTATI A BIOMASSA
1
1.1
PREMESSA .......................................................................................................................................................... 1
1.2
LE BIOMASSE ...................................................................................................................................................... 2
1.3
CONVERSIONE ENERGETICA DELLE BIOMASSE .................................................................................................... 3
1.4
TECNOLOGIE DI COMBUSTIONE ........................................................................................................................... 6
1.4.1 I processi di trasformazione termochimici ........................................................................................................ 7
1.4.2 Combustione diretta .......................................................................................................................................... 7
1.4.3 Pirolisi ............................................................................................................................................................... 7
1.4.4. Gassificazione .................................................................................................................................................. 9
1.4.5 Cofiring o Co-Combustione ............................................................................................................................ 12
1.4.6 Carbonizzazione .............................................................................................................................................. 12
1.5
IMPIANTI PER LA CONVERSIONE ENERGETICA DELLE BIOMASSE .................................................................. 12
1.5.1 Impianti di combustione.................................................................................................................................. 12
1.5.2 La combustione a griglia ................................................................................................................................. 14
1.5.3 La combustione a letto fluido .......................................................................................................................... 14
1.5.4 Il recupero termico .......................................................................................................................................... 15
1.5.5 Il trattamento dei fumi..................................................................................................................................... 15
1.6
EVOLUZIONE DELLE CONDIZIONI DI PROGETTO ............................................................................................. 15
1.7
LE TARIFFE INCENTIVANTI ................................................................................................................................ 22
1.8
CONFRONTO CICLI TERMICI .............................................................................................................................. 23
1.8.1 Design Criteria caldaia .................................................................................................................................... 23
a) Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C .....................................................................................................................................24
b) Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C ...................................................................................................................................25
1.9
CONSIDERAZIONI ECONOMICHE SULLA SCELTA DEL CICLO TERMICO ................................................................ 28
a) Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C .....................................................................................................................................29
b) Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C ...................................................................................................................................30
c) Ciclo HP con reheat 120 bar – 500°C .................................................................................................................................31
CAPITOLO 2
CRITERI DI PROGETTAZIONE DELLA CALDAIA A BIOMASSA
2.1
32
PREMESSA ........................................................................................................................................................ 32
I
Indice Generale
2.2
RIFIUTI COMBUSTIBILI ...................................................................................................................................... 33
2.3
CENNI SULLA COMBUSTIONE ............................................................................................................................ 37
2.3.1 Aria comburente e fumi .................................................................................................................................. 37
2.4
DISPONIBILITÀ DI IMPIANTO ............................................................................................................................. 39
2.5
POTENZA TERMICA DEL FOCOLARE E PRODUCIBILITÀ DI VAPORE ..................................................................... 39
2.6
CALCOLO DEL RENDIMENTO ............................................................................................................................. 41
2.7
CAMERE DI COMBUSTIONE E POST COMBUSTIONE ............................................................................................ 42
2.7.1 Tempo di permanenza ..................................................................................................................................... 43
2.7.2 Temperatura .................................................................................................................................................... 43
2.7.3 Tenore di Ossigeno ......................................................................................................................................... 44
2.7.4 Turbolenza ...................................................................................................................................................... 44
2.7.5 Bilanci termici e in Camere di combustione e Post combustione ................................................................... 45
2.8
TRASMISSIONE DEL CALORE.............................................................................................................................. 47
2.8.1 Calcolo del coefficiente di scambio per irraggiamento dei fumi..................................................................... 47
2.8.2 Calcolo del coefficiente di scambio per convezione dei fumi ......................................................................... 48
2.8.3 Scelta dei materiali refrattari ........................................................................................................................... 49
2.8.4 Sporcamenti delle superfici di scambio termico ............................................................................................. 51
2.8.5 Coefficiente di scambio interno ai tubi ........................................................................................................... 53
2.9
CANALI RADIANTI ............................................................................................................................................ 54
2.10
SEZIONI CONVETTIVE ....................................................................................................................................... 54
CAPITOLO 3
DIMENSIONAMENTO BOILER E IMPIANTO
56
3.1
INTRODUZIONE ................................................................................................................................................. 56
3.2
CARATTERISTICHE DEL COMBUSTIBILE ............................................................................................................ 57
3.3
PROGRAMMA PER WHB ................................................................................................................................... 58
3.3.1 Dati di progetto ............................................................................................................................................... 58
3.3.2 Analisi del combustibile .................................................................................................................................. 59
3.4
STRUTTURA DELLA CALDAIA A BIOMASSA ....................................................................................................... 60
3.4.1 Bilancio in camera di combustione ................................................................................................................. 62
3.4.2 Bilanci di post-combustione ............................................................................................................................ 63
3.4.3 Canali radianti ................................................................................................................................................. 64
3.4.4 Surriscaldatore ................................................................................................................................................ 65
3.4.5 Economizzatore e riscaldatori fumi/acqua e aria ............................................................................................ 67
3.5
SCHEMA BOILER ............................................................................................................................................... 70
3.6
CASI DI FUNZIONAMENTO ................................................................................................................................. 71
3.7
EMISSIONI AL CAMINO ...................................................................................................................................... 73
3.8
LINEA TRATTAMENTO FUMI .............................................................................................................................. 73
3.8.1 Descrizione del sistema ................................................................................................................................... 75
3.8.2 Elettrofiltro ...................................................................................................................................................... 76
II
Indice Generale
3.8.3 Reattore abbattimento inquinanti acidi ........................................................................................................... 78
3.8.4 Filtro a maniche .............................................................................................................................................. 79
3.8.5 Denox SCR con sezione per ossidazione CO (Catox) .................................................................................... 81
3.9
TURBINA A VAPORE .......................................................................................................................................... 85
3.10
POMPE DI ALIMENTO CALDAIA.......................................................................................................................... 87
3.11
TORRE EVAPORATIVA ....................................................................................................................................... 88
3.11.1 Dati tecnici della torre evaporativa ............................................................................................................... 89
3.12
SISTEMA DI CONTROLLO, REGOLAZIONE E AUTOMAZIONE DELLA CALDAIA ..................................................... 90
3.12.1 Descrizione dell’impianto ............................................................................................................................. 91
3.13
VENTILATORI ................................................................................................................................................... 92
3.14
BOP (BALANCE OF PLANT) .............................................................................................................................. 93
CAPITOLO 4
VALUTAZIONE ECONOMICA DELL’IMPIANTO
94
4.1
SPESE PER LO SVILUPPO DELL’INIZIATIVA ........................................................................................................ 94
4.2
ACQUISTO TERRENO, OPERE CIVILI E ALLACCIAMENTO IN RETE ....................................................................... 95
4.3
SISTEMA MOVIMENTAZIONE E ALIMENTAZIONE BIOMASSE............................................................................... 95
4.4
CALDAIA A BIOMASSE ...................................................................................................................................... 95
4.5
LINEA TRATTAMENTO FUMI E MOVIMENTAZIONE/STOCCAGGIO CENERI ........................................................... 96
4.6
CICLO TERMICO ................................................................................................................................................ 96
4.6.1 Turbogeneratore + condensatore con “sistema a vuoto” e pompe rilancio condensato .................................. 96
4.6.2 Torri evaporative con pompe e circuito acqua di torre ................................................................................... 97
4.6.3 Degasatore + pompe di alimento caldaia + scambiatori rigenerativi LP e HP acqua/vapore .......................... 97
4.6.4 Impianti di analisi acqua/vapore e iniezione additivi chimici ......................................................................... 97
4.6.5 Piping e valvole ciclo termico ......................................................................................................................... 97
4.7
SISTEMA DI PRODUZIONE E DISTRIBUZIONE ARIA COMPRESSA .......................................................................... 97
4.8
SISTEMA DI CONTROLLO ................................................................................................................................... 98
4.9
SISTEMA ELETTRICO ......................................................................................................................................... 98
4.10
SUPERVISIONE E GESTIONE DELL’IMPIANTO ..................................................................................................... 99
4.11
COSTI DI ESERCIZIO .......................................................................................................................................... 99
4.11.1 Personale ..................................................................................................................................................... 100
4.11.2 Servizio di manutenzione ordinaria e straordinaria (O&M) ........................................................................ 100
4.11.3 Consumo di additivi per acqua caldaia e ciclo termico, bicarbonato e UREA ............................................ 101
4.11.4 Consumo di biomassa e combustibile ausiliario ......................................................................................... 101
4.11.5 Autoconsumi elettrici .................................................................................................................................. 102
4.12
VALORE NETTO ATTUALE (NPV), TEMPO DI PAYBACK E TASSO INTERNO DI RENDIMENTO (IRR) .................. 104
4.13
CONCLUSIONI ................................................................................................................................................. 106
BIBLIOGRAFIA
107
III
Elenco delle Figure
ELENCO DELLE FIGURE
FIGURA 1.1: STIME DI COSTO DI INVESTIMENTO E DI RENDIMENTO DI CONVERSIONE (DICHIARATI) PER
ALCUNE TECNOLOGIE DI GENERAZIONE DA BIOMASSA, ESISTENTI O IN VIA DI SVILUPPO ............................ 3
FIGURA 1.2: PROBLEMATICA INERENTE IL DIMENSIONAMENTO DI UN IMPIANTO A BIOMASSA .................... 4
FIGURA 1.3: SCHEMA IMPIANTISTICO DI UN IMPIANTO IGCC A BIOMASSA .................................................. 5
FIGURA 1.4: I PROCESSI ENERGETICI. ............................................................................................................ 6
FIGURA 1.5: IL CICLO DELLA PIROLISI. .......................................................................................................... 8
FIGURA 1.6: PIROLISI ..................................................................................................................................... 8
FIGURA 1.7: SCHEMA DELLA PIROGASSIFICAZIONE. ................................................................................... 10
FIGURA 1.8: SCHEMA TIPO DI IMPIANTO DI GASSIFICAZIONE ...................................................................... 11
FIGURA 2.1: DIAGRAMMA DI COMBUSTIONE ............................................................................................... 36
FIGURA 2.2: TIPICA TAVELLA PREFORMATA ............................................................................................... 50
FIGURA 2.3: CORROSIONE NEI TUBI. ............................................................................................................ 54
FIGURA 3.1: RAPPRESENTAZIONE DELLA GRIGLIA ROTOGRATE. ................................................................ 60
FIGURA 3.2: LINEA TRATTAMENTO FUMI. ................................................................................................... 74
FIGURA 3.3: ESEMPIO DI ELETTROFILTRO ................................................................................................... 76
FIGURA 3.4: DISEGNO SCHEMATICO DI UN ESP .......................................................................................... 77
FIGURA 3.5: REATTORE ABBATTIMENTO INQUINANTI ACIDI. ...................................................................... 78
FIGURA 3.6: FILTRO A MANICHE.. ................................................................................................................ 80
FIGURA 3.7: SISTEMA DENOX.. ................................................................................................................... 82
FIGURA 3.8: CAMINO ................................................................................................................................... 84
FIGURA 3.9: TORRE EVAPORATIVA “COUNTER FLOW” ................................................................................ 89
IV
Elenco delle tabelle
ELENCO DELLE TABELLE
TABELLA 1.1: POTERE CALORIFICO DELLE PRINCIPALI TIPOLOGIE DI BIOMASSE DI INTERESSE ENERGETICO.
............................................................................................................................................................ 2
TABELLA 2.1: COMPOSIZIONE CHIMICA RIFIUTI. ......................................................................................... 34
TABELLA 2.2: COMPOSIZIONE CHIMICA BIOMASSE. .................................................................................... 35
TABELLA 4.1: RIEPILOGO COSTI DI INVESTIMENTO ..................................................................................... 99
TABELLA 4.2: COSTI SERVIZIO DI MANUTENZIONE ORDINARIA E STRAORDINARIA .................................. 101
TABELLA 4.3: CONSUMI ELETTRICI BASSA TENSIONE (1° PARTE) ............................................................. 102
TABELLA 4.4: CONSUMI ELETTRICI BASSA TENSIONE (2° PARTE) ............................................................. 103
TABELLA 4.5: RIEPILOGO COSTI DI ESERCIZIO .......................................................................................... 104
TABELLA 4.6: VALORE NETTO ATTUALE E TEMPO DI PAYBACK................................................................ 105
TABELLA 4.7: TASSO INTERNO DI RENDIMENTO ....................................................................................... 106
V
Abstract
ABSTRACT
In questa tesi viene sviluppata un’analisi tecnico/economica di un moderno impianto di
generazione elettrica alimentato ad energie rinnovabili. L’analisi parte dalla presentazione
dello stato dell’arte delle biomasse per poi giungere alle diverse tipologie di tecniche di
combustione e all’evoluzione dei cicli termici dalla metà degli anni ’80 fino ai giorni nostri.
In seguito si passerà ad analizzare nel dettaglio l’impianto in questione dalla scelta del ciclo
termico più opportuno fino al dimensionamento di tutto il boiler e degli altri componenti di
tutto l’impianto. Il secondo capitolo offre una vasta panoramica di tutti gli strumenti tecnici
per il dimensionamento termico e meccanico della caldaia compresi i bilanci di
massa/energia in camera di combustione e post combustione e anche una trattazione sulla
scelta dei materiali da adottare. Il presente lavoro affronterà con maggiore attenzione la
progettazione della caldaia a biomassa, in quanto è la parte che maggiormente caratterizza
l’intero impianto e, a sua volta, è fortemente caratterizzata dal tipo di combustibile utilizzato
e dalle condizioni del ciclo termico scelto.
VI
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
CAPITOLO 1
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di
generazione elettrica alimentati a biomassa
1.1 Premessa
Visti gli ultimi e attuali problemi legati all’utilizzo delle sempre più scarse e costose risorse fossili,
l’attenzione in campo energetico viene volta sempre più verso studi e utilizzi di fonti alternative e
rinnovabili; grazie anche alle normative in campo ambientale volte al contenimento delle emissioni
di gas serra e alle conseguenti sovvenzioni, le biomasse hanno conquistato negli ultimi anni
considerevoli attenzioni, anche a livello puramente economico.
Numerose sono sul suolo italiano le realtà sfruttabili in questa direzione, grazie anche alla
morfologia stessa del territorio, molto ricco di risorse naturali e al contrario non competitivo nel
mercato della produzione di combustibili fossili. Sempre più spesso inoltre negli ultimi tempi sono
stati presentate idee e commissionati studi volti allo sfruttamento di impianti esistenti, funzionanti a
combustibili fossili, con l’intenzione di convertirli a biomassa, di solito tramite il posizionamento di
una griglia per la combustione di legno e scarti vegetali. L’attenzione è stata per questi motivi
rivolta ad impianti esistenti, adibiti a produzione di energia e di vapore per medie e grandi industrie,
spesso fermi da alcuni anni a causa per esempio di cambiamenti o di cessazione della produzione.
Prendendo in esame il problema della conversione si è così scelto di eseguire un confronto a più
livelli tra principali tecnologie possibili, con l’obiettivo di poter trovare limiti superiori e inferiori di
utilizzo di una o dell’altra tecnologia.
Le tecnologie prese in esame per la combustione di prodotti “biomasse” sono:



Griglia
Letto fluido
Gassificatore
1
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
1.2 Le biomasse
Con il termine di biomassa viene indicata la materia organica, prevalentemente vegetale, sia
spontanea che coltivata dall’uomo, terrestre e marina, prodotta per effetto del processo di fotosintesi
clorofilliana con l’apporto dell’energia della radiazione solare, di acqua e di sostanze nutritive. Le
biomasse, considerate come risorse rinnovabili di energia, permettono già oggi un risparmio di
quote rilevanti di combustibili fossili sia nei paesi industrializzati, sia in quelli emergenti o a basso
sviluppo tecnologico. Mediamente il 10-12% dell’energia prodotta e consumata nel mondo proviene
da fonte biomassa. Se si tiene presente poi che il potenziale delle biomasse tecnicamente utilizzabile
a livello mondiale è poco più di 2000 Mtep/a (circa il 30% degli attuali consumi di energia fossile)
si capisce l’importanza da attribuire a questo settore. Nei Paesi occidentali solo il 40% degli scarti
agricoli viene riutilizzato come foraggio per gli animali o come compost, il restante è smaltito in
discarica. Attualmente l’energia delle biomasse è altamente sottosfruttata, dato che le campagne ed i
boschi continuano a produrre energia sotto forma di foglie, alberi, arbusti e scarti dei raccolti che
noi solo scarsamente utilizziamo.
La tecnica per la trasformazione energetica di simili materiali naturali (trasformati o semplicemente
raccolti, ma mai trattati chimicamente) ha compiuto una notevole evoluzione; gli attuali sistemi
garantiscono un ottimo rendimento, grande affidabilità, emissioni ridotte e tecnologie avanzate
(sonde lambda, cicloni delle polveri e filtri elettrostatici). La biomassa ha senza dubbio preziosi
vantaggi, bisogna però tenere conto del potere calorifico che, confrontato con quello dei
combustibili tradizionali, pare modesto.
Potere calorifico
Tipologie di biomasse
ramaglie cedue di valore
ramaglie cedui dolci
altri cedui: tutta la
produzione
scarti da fustaie resinose
scarti da fustaie latifoglie
residui tagli fustaie varie
ripulitura cesse linee
elettriche
(kcal/kg
sost.secca)
4.100
4.000
4.000
4.200
4.100
4.100
4.200
cure forestali castagneti
4.000
materiale risulta vigneti
4.300
materiale risulta oliveti
4.200
materiale risulta frutteti
4.300
materiale risulta vivai
4.300
recupero paglia
3.950
biorifiuti-potature
3.950
biorifiuti-erba fresca
575
biorifiuti foglie secche
4.337
scarti lavorazione legno
4.100
DATI DI CONFRONTO
rifiuti solidi urbani
2.500
Carbone
7.400
petrolio greggio
10.000
gas naturale
8.250
Tabella 1.1: Potere calorifico delle principali tipologie di biomasse di interesse energetico.
2
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Si definisce “legno sminuzzato”, o “chips di legno”, il legname in scaglie ottenuto da apposite
macchine. Per produrre chips viene utilizzato legno di qualità inferiore, come i residui delle potature
boschive , agricole o urbane, le ramaglie e i cimali, oppure ancora i sottoprodotti delle segherie e il
legno proveniente da impianti a breve rotazione (SRF).
1.3 Conversione energetica delle biomasse
Figura 1.1: Stime di costo di investimento e di rendimento di conversione (dichiarati) per alcune
tecnologie di generazione da biomassa, esistenti o in via di sviluppo.
Per inquadrare le tecnologie di conversione da biomassa, può essere utile riferirsi alla figura 1.2 che
mostra sinteticamente campi di potenze, costi specifici di investimento e rendimenti di conversione
dei principali sistemi di conversione di energia elettrica da biomassa.
La figura evidenzia come per potenze superiori ai 10 MWel sia possibile impiegare un ciclo a
vapore con turbina o un ciclo con turbina a gas, previa gassificazione. Nei campi di potenza
inferiori (dell'ordine di 1-3 MWel), sono possibili applicazioni con gassificatore-motore a
combustione interna, motori alternativi a vapore, o (soluzione non indicata nella figura) motori a
fluido organico. Per potenze ancora inferiori è possibile ricorrere ai motori Stirling. In un futuro che
appare oggi lontano da un interesse commerciale, si potrebbe abbinare la gassificazione della
biomassa alle varie tecnologie di celle a combustibile. Non menzionata in figura, ma comunque
interessante è la tecnologia dei digestori, che sostanzialmente operano una gassificazione biologica.
In un digestore anaerobico, i diversi tipi di batteri presenti trasformano i residui organici, spezzando
i composti organici complessi in composti intermedi più semplici e convertendoli alla fine in
biogas, grossolanamente costituito da 50% di metano e 50% di CO2.
La tipologia applicativa più diffusa è costituita dalla centrale a vapore, con sistema di
combustione ad alimentazione a griglia (caratteristico se la biomassa si presenta ad esempio sotto
forma di cippato, cioè legno sminuzzato) oppure con caldaia a letto fluido. La centrale a vapore a
biomassa è sostanzialmente simile ad una centrale convenzionale, ed è però caratterizzata da una
taglia tipica inferiore. La scelta della taglia di impianto è infatti oggetto di un processo di
ottimazione (fig. 2): il rendimento termodinamico del ciclo è, come sempre in un ciclo a vapore,
crescente con la taglia (al crescere della taglia è conveniente aumentare la pressione, ed è
vantaggioso adottare un ciclo più complesso, eventualmente dotato di risurriscaldamento); d'altro
3
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
canto il costo del trasporto della biomassa è invece proporzionale alla dimensione del bacino di
raccolta, e pone dunque un limite alla massima potenzialità dell'impianto: difficilmente si trovano
quindi impianti con potenza superiore a 10-20 MW. Si osserva che tale aspetto, che non è
presente nel caso delle centrali a carbone, evidenzia come anche l'energia derivante dalla
biomassa sia in un certo qual modo diluita, e ulteriore prova ne è il basso potere calorifico rispetto
a quello dei combustibili fossili tradizionali.
Figura 1.2: Problematica inerente il dimensionamento di un impianto a biomassa.
Immaginando di coltivare una ben determinata area con una coltura energetica, è possibile calcolare
la quantità di energia producibile in un anno dalla quantità di biomassa M che corrisponde alla
crescita annuale:
dividendo per l'energia solare incidente in un anno si ottiene un rendimento η
η=
che risulta molto basso, dell'ordine di qualche punto percentuale. Se da un lato ciò costituisce una
spinta alla ricerca di nuove colture caratterizzate da rendimenti più elevati, dall'altro è anche
inevitabile spingersi verso tecnologie diverse che intrinsecamente consentano rendimenti di
conversione dell'energia della biomassa sempre più elevati.
L'adozione di caldaie a letto fluido (CFB) invece della più convenzionale soluzione con forno a
griglia (una soluzione che presenta diverse applicazioni anche in Italia), consente, oltre a un miglior
rendimento di caldaia, di adottare condizioni di vapore più spinte e quindi maggiori rendimenti del
ciclo termodinamico.
Soluzioni promettenti, pur se più lontane dallo stadio dell'applicazione commerciale (fig.3), sono
rappresentate dagli impianti di gassificazione delle biomasse, che permettono la produzione di un
gas di sintesi (syngas), che opportunamente pulito, può alimentare una turbina a gas in ciclo
semplice o combinato.
4
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Figura 1.3: Schema impiantistico di un impianto IGCC a biomassa.
Come per l'energia solare termica, gli alti costi specifici degli impianti a biomassa, unitamente alle
potenze necessariamente limitate portano a considerare la possibilità di adottare soluzioni “ibride”,
in cui la fonte fossile (in generale prevalente) è affiancata dalla fonte rinnovabile, utilizzata per
mezzo di sistemi di co-combustione.
E' infine da sottolineare che, dal punto di vista delle emissioni di CO2, le biomasse sono considerate
a tutti gli effetti ad emissione nulla: la quantità di CO2 liberata durante la combustione è infatti pari
a quella immagazzinata durante la crescita della pianta grazie al processo di fotosintesi clorofilliana.
Pur non essendo presente zolfo nei fumi, le altre emissioni richiedono invece linee trattamento fumi
impegnative.
5
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
1.4 Tecnologie di combustione
La biomassa rappresenta la più consistente tra le fonti di energia rinnovabile, anche se esistono
molteplici difficoltà di impiego dovute all'ampiezza e all'articolazione delle fasi che costituiscono le
singole filiere. Le tecnologie per ottenere energia dai vari tipi di biomassa sono naturalmente
diverse, e diversi sono anche i prodotti energetici che si ottengono da queste. Ad esempio, se un
materiale ha molto carbonio e poca acqua è adatto per essere bruciato, per ottenere calore o
elettricità; se, viceversa, ha molto azoto ed è molto umido, può essere sottoposto ad un processo
biochimico che trasforma le molecole organiche in metano ed anidride carbonica. Infine,
combustibili liquidi adatti ad essere utilizzati nei motori a benzina o diesel possono essere ottenuti a
partire da particolari specie vegetali. In sintesi, i processi di conversione in energia delle biomasse
possono essere ricondotti a due grandi categorie:


Processi termochimici
Processi biochimici
Figura 1.4: I processi energetici.
Processi termochimici
I processi di conversione termochimica sono basati sull'azione del calore che permette le reazioni
chimiche necessarie a trasformare la materia in energia e sono utilizzabili per i prodotti ed i
residui cellulosici e legnosi in cui il rapporto C/N abbia valori superiori a 30 ed il contenuto di umidità
non superi il 30%.
Le biomasse più adatte a subire processi di conversione termochimica sono la legna e tutti i
suoi derivati (seccatura, trucioli, ecc.), i più comuni sottoprodotti colturali di tipo ligneocellulosico (paglia di cereali, residui di potatura della vite e dei frutteti, ecc.) e taluni scarti di
lavorazione (lolla, pula, gusci, noccioli, ecc.).
6
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Processi biochimici
I processi di conversione biochimica permettono di ricavare energia per reazione chimica dovuta al
contributo di enzimi, microrganismi, che si formano nella biomassa sotto particolari condizioni, e
vengono impiegati per quelle biomasse in cui il rapporto C/N sia inferiore a 30 e l'umidità alla
raccolta superiore al 30%. Risultano idonee alla conversione biochimica le colture acquatiche,
alcuni sottoprodotti colturali (foglie e steli di barbabietola, ortive, patata, ecc.), i reflui zootecnici e
alcuni scarti di lavorazione (borlande, acqua di vegetazione, ecc.), nonché alcune tipologie di reflui
urbani ed industriali.
1.4.1 I processi di trasformazione termochimici
Tutti i processi termochimici iniziano con la pirolisi: ad essa possono seguire altre fasi, a seconda
dei prodotti finali desiderati.
Durante la pirolisi, la olocellulosa e la lignina, i principali componenti dei materiali ligneocellulosici, danno origine a composti diversi.
La olocellulosa produce soprattutto sostanze volatili. Nella combustione diretta, esse, reagendo
con l'ossigeno sono bruciate completamente. Potrebbero essere, però, estratte come gas o
liquefatte.
La lignina produce principalmente carbone di legna, unitamente a sostanze volatili. Il carbone può
essere usato come tale, o ulteriormente trattato per ottenere sostanze gassose.
1.4.2 Combustione diretta
La combustione diretta è stata, per molto tempo, l'unico mezzo per produrre calore ad uso
domestico ed industriale.
Oggi la combustione interessa non solo la legna, ma anche gli scarti forestali, la paglia, i residui
dell'industria del legno (segatura, trucioli, ecc.), dell'industria agroalimentare (bagasse, gusci,
noccioli, ecc.) , e quella parte della differenziata urbana.
In maniera più o meno accentuata tutti questi materiali presentano caratteristiche di
dispersione nel territorio, di modesto valore unitario, di grandi volumi, e di discontinuità nel tempo.
Ciò pone problemi non facili (in termini economici) di raccolta, di conservazione, di pretrattamento
e di distribuzione (aspetti comuni, comunque a tutte le tecnologie di conversione).
Il processo di combustione permette la trasformazione dell'energia chimica intrinseca alla biomassa
in energia termica, mediante una successione di reazioni chimico-fisiche. Quando la biomassa viene
immessa in camera di combustione subisce inizialmente un'essiccazione, quindi all'aumentare
della temperatura si succedono processi di pirolisi, gassificazione e combustione.
Il risultato dei suddetti processi è la produzione di calore, che viene recuperato mediante
scambiatori in cui si trasferisce l'energia termica ad altri fluidi vettori, quali aria o acqua.
La quantità di energia termica fornita dalla biomassa è in funzione del tipo utilizzato, della quantità
di ceneri prodotte e del contenuto di umidità.
1.4.3 Pirolisi
La pirolisi è un processo di decomposizione termochimica di materiali organici, ottenuto fornendo
calore, a temperature comprese tra 400 e 800°C, in forte carenza di ossigeno. I prodotti della
pirolisi sono gassosi, liquidi e solidi, in proporzioni che dipendono dai metodi di pirolisi ( pirolisi
veloce, lenta, convenzionale) e dai parametri di reazione.
7
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Figura 1.5: Il ciclo della pirolisi - (Fonte www.energia-ecologia.net)
Uno dei maggiori problemi legati alla produzione di energia basata sui prodotti della pirolisi è
la qualità dei medesimi. Spesso, infatti, il livello di qualità non risulta essere sufficientemente
adeguato per l'applicazione in alcune macchine per la conversione energetica, come, ad esempio,
turbine a gas e motori diesel.
Figura 1.6: Pirolisi.
Le sostanze organiche con piccolo tasso di umidità (minore del 50%) ed un alto tenore di
carbonio, riferito all'azoto presente (rapporto C/N > 30) possono essere impiegate nel processo
di pirolisi: ad esempio il legno, la segatura, i trucioli, le foglie, la paglia, i residui di potatura, i
cascami derivanti dalla pulitura del bosco, altri residui vegetali, i differenziati urbani e quelle
industriali a carattere organico.
La scelta del materiale da impiegare per l'alimentazione del reattore di pirolisi, è legata al prodotto
finale desiderato. La composizione del legno ha molta influenza sulle caratteristiche dei
prodotti ottenuti: ad esempio, la cellulosa produce acido acetico, ma non alcol metilico, mentre
la lignina origina principalmente quest'ultimo, oltre che prodotti soldi.
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Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Qualora si voglia ottenere carbone di legna, è preferibile impiegare legno proveniente da piante
sempreverdi. Se invece, si richiede alcol metilico o acido acetico, si utilizzerà legno proveniente da
piante a foglie caduche. Qualora, infine, si effettui la gassificazione si può ricorrere a
qualunque tipo di biomassa.
Il materiale di alimentazione, ed in particolare la legna, deve essere sottoposto ad un
pretrattamento di essiccazione e di sminuzzamento.
Il tasso di umidità ha un ruolo importante, poiché l'acqua richiede un elevato calore di
vaporizzazione e, quindi, incide notevolmente sulla quantità di combustibile necessario per la
distillazione. Per un buon rendimento, il tasso di umidità non deve superare il 20%. Per
raggiungere questo valore l'essiccazione può essere condotta per via naturale, lasciando la
biomassa per un periodo opportuno a temperatura ambiente oppure mediante l'impiego di forni,
con apporto di calore ad una temperatura intorno ai 100° C, per evitare possibili accensioni del
vegetale.
Nell'evolversi delle varie fasi del processo di pirolisi si ottengono prodotti diversi a seconda delle
temperature raggiunte. Per valori sino a 400-500°C avviene la carbonizzazione, che origina il
carbone di legna, una miscela di gas (condensabili ed incondensabili), e composti liquidi
(catrami, oli, ecc.).
Durante la carbonizzazione la produzione del carbone di legna corrisponde al 30-35% del
materiale secco di partenza (il carbone di legna ha un contenuto di carbonio compreso nel campo
75-85%, ed un potere calorifico di circa 6000/7000 kcal/kg); la produzione di gas è pari al 1520% della sostanza secca; i componenti liquidi rappresentano circa il 25% e sono costituiti da
catrami e dall'acido pirolignoso.
Per temperature superiori a 600°C e sino a 900-1000°C, si ha essenzialmente una produzione
di gas composto da H 2,CO,CO2 ( quest'ultima in percentuali sempre più basse) e da
idrocarburi; il potere calorifico è di circa 3000 kcal/Nm³.
Quando il processo avviene in tempi molto brevi e ad elevate temperature, la pirolisi è
denominata del tipo “flash”. Il carbone di legna e le altre sostanze solide possono essere portate
alla completa gassificazione (con un piccolo scarto di ceneri) immettendo ossigeno od aria, in
presenza di una certa quantità di acqua.
Tra il carbone di legna e gli agenti gassificanti avvengono varie reazioni ed in questa fase si
dissocia anche il catrame.
1.4.4. Gassificazione
La gassificazione è un processo di conversione della biomassa in composti gassosi (ossido di
carbonio, anidride carbonica, metano, idrogeno e miscele di essi come il syngas), eseguito per
reazione con aria, ossigeno, vapore o loro miscele. La gassificazione consiste nell'ossidazione
incompleta di una sostanza in ambiente ad elevata temperatura (900/1000°C) per la produzione di
un gas combustibile detto gas di gasogeno o syngas.
Il processo si realizza in 3 fasi:
 una prima fase di essiccazione in cui si ottiene la disidratazione del materiale;
 una seconda fase di pirolisi;
 una terza fase di gassificazione in cui i prodotti della pirolisi reagiscono con l’agente
gassificante dando origine a gas di sintesi.
I vantaggi della gassificazione rispetto alla più tradizionale combustione possono essere così riassunti:
elevato rendimento di generazione elettrica, anche a piccola scala, buone prospettive di utilizzo in
impianti CHP (teleriscaldamento), emissioni e relative esternalità più contenute. D’altro canto, i
maggiori problemi connessi a questa tecnologia, ancora in fase di sperimentazione, si
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Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
incontrano a valle del processo di gassificazione e sono legati principalmente al basso
potere calorifico e alle impurità presenti nel gas (polveri, catrami e metalli pesanti).
Figura 1.7: Schema della pirogassificazione - (Fonte: www.alternativenergetiche.net).
Il combustibile gassoso ottenuto è utilizzabile in motori a combustione interna o in caldaie per la
produzione di energia meccanica o termica ma anche in forni di produzione di cementi o laterizi.
Impianti di gassificazione
I dispositivi per la gassificazione hanno le stesse caratteristiche costruttive di quelli impiegati dalla
combustione a letto fisso od a letto fluido e si differenziano soltanto per pochi particolari
costruttivi e di processo.
In genere il processo si articola in tre fasi:



Essiccamento
Pirolisi
Processi ossido-riduttivi
La biomassa, al suo ingresso nel sistema viene liberata dal suo contenuto di umidità e
successivamente trasformata in vapore d'acqua, anidride carbonica, sostanze catramose,
idrocarburi e residui carboniosi; le sostanze volatili, procedendo dal basso verso l'alto, subiscono
successivo processo di trasformazione combinandosi con l'aria di gassificazione e formando il gas
mezzo finale.
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Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Figura 1.8: Schema tipo di impianto di gassificazione - (Fonte www.alternativenergetiche.net).
Nel bilancio generale di processo assumono rilevante importanza le seguenti variabili:





portata oraria della biomassa;
portata oraria nell'aria;
temperatura del letto;
contenuto di umidità della biomassa;
tempo di residenza della biomassa e dei gas nel letto inerte;
A loro volta queste variabili sono influenzate dai parametri determinati per progettare un
gasogeno a letto fluido, quindi risultano non trascurabili: la granulometria del materiale
costituente il letto fluido utilizzato, la velocità del vettore utilizzato per la fluidificazione, l'altezza
ottimale del letto, le dimensione del reattore e dell'apparecchiatura accessoria.
I gassificatori vengono suddivisi in atmosferici e pressurizzati. Gli atmosferici hanno costi di
investimento inferiore soprattutto a potenze più basse, i pressurizzati sono più costosi per via di
un sistema d'alimentazione più complesso e a parità di dimensioni richiedono un
investimento maggiore, ma l'efficienza finale è molto più elevata. La composizione del gas e il
potere calorifico inferiore non sono differenti per i due sistemi.
Pirolisi e gassificazione, vengono oggi considerati processi innovativi, applicati alla
valorizzazione delle biomasse devono però, ancora, essere industrializzati ed opportunamente testati
su una scala industriale. Rappresentano però un'alternativa di certa e grande potenzialità per
il futuro.
11
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
1.4.5 Cofiring o Co-Combustione
Un'immediata opportunità per l'utilizzo massiccio delle biomasse come fonte per ottenere
energia elettrica è data dalla tecnologia della Co-combustione (cofiring).
Fin dal '90 molte verifiche sperimentali hanno dato esito positivo nella sostituzione di una porzione
di carbone con biomassa da utilizzare nella stessa caldaia dell'impianto preesistente, ciò può essere
fatto miscelando la biomassa con carbone prima che il combustibile venga introdotto nella caldaia
o utilizzando alimentazioni separate per la biomassa e il carbone. Si può arrivare a sostituire il
20% di carbone con biomasse, riducendo le emissioni di protossido d'azoto, di anidride solforosa e di
anidride carbonica.
1.4.6 Carbonizzazione
La carbonizzazione è, in sostanza, un processo di pirolisi. È un processo di tipo termochimico che
consente la trasformazione delle molecole strutturate dei prodotti legnosi e cellulosici in carbone
(carbone di legna o carbone vegetale), ottenuta mediante l'eliminazione dell'acqua e delle sostanze
volatili della materia vegetale, per azione del calore nelle carbonaie all'aperto, o in storte chiuse che
offrono una maggior resa in carbone e vari altri prodotti (alcol, acido acetico, acetone, catrame,
ecc.). Il carbone di legna può essere usato come combustibile o anche come materia prima per
l'ottenimento di prodotti chimici industriali quali per esempio i carboni attivi.
1.5 Impianti per la conversione energetica delle biomasse
1.5.1 Impianti di combustione
Tra i vari processi di utilizzazione energetica della biomassa, la combustione è senza dubbio la
più antica. La combustione è un processo di ossidazione estremamente rapido,
caratterizzato dal raggiungimento di elevate temperature.
In relazione al tipo di biomassa utilizzato quale combustibile, al contenuto di umidità presente ed
alla quantità di ceneri, il potere calorifico inferiore diventa elemento di riferimento della
combustione.
Gli impianti di combustione delle biomasse agro forestali sono contraddistinti da quattro
componenti fondamentali:




il combustore, in cui avviene il processo di combustione;
la caldaia o sistema di recupero termico, che converte il contenuto energetico dei fumi
caldi in vapore, raffreddandoli;
il ciclo di potenza che valorizza il vapore prodotto generando energia elettrica mediante
un turboalternatore;
la linea di trattamento dei fumi, che abbatte gli eventuali inquinanti depurando i fumi
prima dello scarico in atmosfera;
Il processo si sviluppa a seguito dell'innesto di una miscela di combustibili e comburente, il
combustibile è in questo caso la biomassa agro forestale, il comburente è una miscela di aria a
temperatura ambiente o preriscaldata.
Nel caso della biomassa agro forestale, c'è un combustibile a basso potere calorifico ed elevata
umidità, la combustione può diventare problematica.
L'impiego, invece, di aria preriscaldata come comburente, consente la combustione anche a queste
condizioni. Infatti, riscaldando l'aria di combustione, ci si assicura un apporto energetico
12
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
superiore, in aggiunta al normale processo, e si potrebbe raggiungere così la temperatura
necessaria, anche a fronte di rilasci energetici da parte delle reazioni d'ossidazione.
Diventa importante in questo caso la distinzione dei forni di combustione; la scelta di un forno
adiabatico, utilizzato in passato per la termodistruzione di rifiuti o la scelta di forni moderni
come combustori di biomassa, che sono sostanzialmente integrati con la caldaia. Questa scelta
è importante, perché per i combustibili con elevato potere calorifico è utile estrarre calore
direttamente dal focolare mentre nel caso di combustibili a basso potere calorifico, è più
opportuno realizzare la combustione in un ambiente adiabatico, cioè senza estrazione di calore.
Dal punto di vista tecnologico le diverse tecnologie di combustione della biomassa fanno
riferimento a diversi combustori:
Combustione in forno a griglia fissa o mobile
Questo tipo di combustione si distingue in sistemi a griglia fissa, che sono utilizzati per impianti
di piccola taglia, ed in sistemi a griglia mobile, utilizzati soprattutto in un contesto industriale per la
maggiore facilità di movimentazione, rimescolamento del combustibile e rimozione delle ceneri.
Combustione in sospensione
È una tecnologia indicata nel caso di utilizzo di biomasse leggere e polverulenti, quali la lolla di
riso, la segatura, la paglia, ecc. La biomassa inserita nella parte superiore del combustore, brucia
mentre cade sulla griglia sottostante.
Combustione in forno a tamburo rotante
La soluzione a tamburo rotante, invece, viene utilizzata nelle applicazioni in cui il
combustibile ha caratteristiche termofisiche molto povere e contiene elevati carichi inquinanti.
Durante il processo, in conseguenza del rimescolamento continuo della biomassa dovuto alla
rotazione del tamburo, la combustione avviene in maniera più completa con conseguente
diminuzione degli incombusti.
Combustione a doppio stadio
La tecnologia doppio stadio, è quella in cui si verificano preliminarmente la gassificazione e la
pirolisi in una prima camera. La completa combustione dei prodotti gassificati avviene in una
seconda camera posta a valle che costituisce il corpo principale di trasferimento dell'energia al
fluido vettore.
Combustione in forno a letto fluido
Con il sistema a letto fluido possono essere trattati vari tipi di biomassa, inclusi i materiali più
“particolari” (sotto un aspetto combustivo), quali ligniti, torbe, fanghi e il differenziato urbano,
anche in presenza di una forte umidità. La camera di combustione è parzialmente riempita con un
materiale inerte (sabbia per esempio) che viene fluidificato dall'aria comburente, in modo da
costituire un letto bollente che viene recuperato e reimmesso in circolazione nella camera di
combustione.
Tutte le apparecchiature descritte puntano al recupero del massimo calore sviluppato dal
processo di combustione mediante una delle seguenti modalità: in modo diretto, tramite le
pareti del dispositivo, o in modo indiretto, per mezzo di un fluido termovettore.
In entrambi i casi la sezione di recupero del calore costituisce un elemento fondamentale in fase
di progettazione, perché, oltre a consentire un adeguato recupero energetico, deve il più possibile
abbattere la temperatura dei fumi di scarico per portarla ad un adeguato livello di trattamento.
13
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
I due principali sistemi tecnologici di combustione utilizzati ampiamente oggi su scala
industriale negli impianti alimentati a biomassa riguardano:


i combustori a griglia
i combustori a letto fluido
1.5.2 La combustione a griglia
E' così chiamata perché alla base della camera di combustione vi è una griglia, che ha la funzione
di supportare e movimentare il combustibile dalla zona d'ingresso sino alla zona di uscita delle
ceneri.
È la maggior tecnologia utilizzata oggi nel campo della combustione delle biomasse agro
forestali.
Il processo si può considerare ormai collaudato anche se è possibile ottenere miglioramenti con
l'utilizzo di nuovi materiali e con un'ottimizzazione della griglia uniti ad un sistema di controllo più
efficace della combustione.
L'aria necessaria per la combustione viene iniettata sia sotto la griglia, in relazione al
quantitativo di combustibile presente, sia al di sopra del letto del combustibile; questa serve per
permettere il completamento della combustione. Il letto di combustione è di un'altezza di circa 10
cm, in modo che possa mantenere una combustione pressochè costante, anche in presenza di
disomogeneità della stessa composizione del combustibile.
Nella prima parte della griglia, vicino all'alimentazione, si ha in genere un effetto di
essiccamento della biomassa quindi, un abbattimento parziale della sua umidità.
Nella parte centrale invece, si ha il processo di combustione, ed affinché questo avvenga il
combustibile sulla griglia deve rimanere per circa 30-60 minuti.
Nella parte terminale della griglia invece oltre a esservi il completamento della combustione, si
svolge lo scarico delle scorie, composte da materiale non combustibile, dagli inerti o dalle ceneri.
Queste scorie devono rappresentare l'1 -2% del prodotto e non devono superare il limite del 3%
imposto per legge, che ne obbligherebbe lo smaltimento in discariche speciali.
1.5.3 La combustione a letto fluido
In questo caso i combustori sono cilindrici, disposti verticalmente, realizzati esternamente in acciaio
coibentato ed internamente rivestiti di refrattari, che contengono un letto di sabbia incandescente
mantenuto in costante fluidità di azione tramite insufflaggio di aria ad alta velocità.
Normalmente si distinguono in BFB (Borling Fluidised Bed), a letto fluidi bollenti e CFB
(Circulating Fluidised Bed) a letto fluidi circolanti. Questa differenza va intesa a seconda che la
velocità dell'aria sia tale da mantenere semplicemente in sospensione il letto di sabbia, piuttosto
che farlo espandere sin oltre la sommità del combustore.
Nei CFB siamo in presenza di miscela di polvere e sabbia trascinata dai fumi di combustione, queste
sono in gran parte recuperate nel primo tratto della caldaia facendo fluire i fumi attraverso un
sistema di travi ad “U” disposte verticalmente; le particelle solide urtando queste barriere
ricadono sul fondo.
La miscelazione completa di sabbia, aria e combustibile determina buone ed uniformi
condizioni di combustione e di scambio termico.
L'eccesso di aria del 10-20% per i CFB e 30-40% per i BFB, è generalmente mantenuto più basso
rispetto a quello di combustione a griglia, riuscendo così ad ottenere rendimenti di caldaia
leggermente migliori. In questo modo il processo di combustione è facilmente più controllabile nel
tempo ed il combustibile dovrà avere una pezzatura di 40-80 mm e non dovrà contenere metalli e
silice.
14
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Questo tipo di tecnologia, è però sconsigliato nella combustione di biomasse ricche di cloro e zolfo,
come per esempio quelle erbacee, il sorgo, la canna comune, o il miscanto, poiché si potrebbero
ottenere ceneri ricche di silicio e metalli alcalini.
1.5.4 Il recupero termico
La combustione converte l'energia chimica del combustibile in energia termica dei prodotti di
combustione. Questo passaggio permette di poter estrarre tale energia raffreddando i fumi. Il processo
è svolto dalla caldaia che riscalda ed eventualmente evapora un fluido termovettore raffreddandone i
fumi di combustione.
Di fatto tutte le caldaie industriali moderne che sono alimentate a biomassa agro forestale, sono a
“tubi d'acqua”. Questo significa che il fluido termovettore è contenuto in tubazioni esposte
esternamente allo scambio termico con i fumi di combustione.
Attualmente per le biomasse secche si utilizzano caldaie integrate con il combustore in cui le pareti
che confinano con il focolare (per i combustori a griglia), o con il letto (per i combustori a
letto fluido) sono “ membranate”, composte cioè, da una sequenza di tubi uniti fra loro per formare
una membrana.
Le caldaie industriali si distinguono tra generatori di calore a olio diatermico e generatori di vapore.
I primi sono tipicamente di taglia contenuta intorno a qualche decina di MWt, ed utilizzano un
fluido che rimane sempre liquido e che in caldaia subisce esclusivamente un riscaldamento ad una
pressione poco più che atmosferica; i secondi, invece, usano come fluido termovettore l'acqua in
pressione, che viene riscaldata, evaporata e surriscaldata all'interno della caldaia. Hanno una
taglia solitamente inferiore al centinaio di MWt.
Questi combustibili però, hanno un forte presenza acida che col passar del tempo apportano
un'azione corrosiva, pertanto bisogna che le superfici di scambio siano protette con leghe
speciali. Per le caldaie a paglia, molto diffuse nel Nord Europa, e con un contenuto acido
elevato, si è migliorata la tecnologia con un surriscaldatore realizzato con un materiale
particolare, una certa lega metallica chiamata “Platen”.
1.5.5 Il trattamento dei fumi
La linea di trattamento dei fumi può essere configurata in vari modi a seconda del
combustibile trattato, delle tecnologie adottate e dei vincoli ambientali imposti all'impianto.
Per impianti di combustione biomassa agro forestale, se non vi è presenza di cloro iniziale, l'unico
trattamento dei fumi veramente necessario è la depolverazione, che consiste
nell'abbattimento delle ceneri trascinate dalle correnti dei fumi prima dello scarico in
atmosfera.
L'utilizzo di filtri anche i carboni attivi permette di abbatterne un'alta percentuale.
Negli impianti di grande taglia possono essere utilizzati anche dei sistemi di abbattimento per i
gas acidi.
Ultimamente si stanno diffondendo dei sistemi a secco testati con una buona tenuta finale.
1.6 Evoluzione delle condizioni di progetto
Ottimizzazione del rendimento di Impianti di Termovalorizzazione di Biomasse
La nuova visione politica-industriale dello sfruttamento delle biomasse come risorsa energetica e
non più come rifiuto dell’agricoltura, nonché i crescenti investimenti in “filiere” per la coltivazione
e lo sfruttamento di biomasse dedicate, inducono una progettazione ad hoc degli impianti di
termovalorizzazione per biomasse specifiche.
15
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Per quanto sopra, vedremo come la progettazione del generatore di vapore con sistemi di pretrattamento della biomassa quali l’essiccamento in linea e la combinazione con cicli termici molto
efficienti, si possano ottenere significativi miglioramenti del rendimento energetico.
Tipiche condizioni di progetto per impianti installati negli anni 80-90



Installazione legate per lo più a realtà industriali esistenti che sfruttano scarti di produzione
di origine vegetale
Taglia medio-piccola 3-7 MWel
Impianti semplici con caratteristiche del vapore relativamente basse da cui efficienze
elettriche relativamente basse
Per un corretto confronto fra le varie soluzioni impiantistiche i bilanci sono riferiti all’utilizzo di
biomasse con grado di umidità U =42% e un LHV (Low Heating Value) di 9400 kJ/kg
Schema n°1
Tipiche condizioni di progetto per impianti installati negli anni ‘90-2000



Impianti dedicati per lo sfruttamento energetico di biomasse per lo più di scarti agricoli o di
produzione industriale di origine vegetale reperibile sul mercato.
Taglia tipica 50 MWt al fine di fruire di iter autorizzativo semplificato.
Caratteristiche del vapore e del ciclo termico condizionate e limitate dalla variabilità delle
biomasse prevista a progetto e relativi poteri calorifici, agenti aggressivi caratteristiche delle
ceneri.
La previsione di utilizzo di biomasse con caratteristiche molto diverse tra di loro impone:

L’inviluppo dei massimi per il dimensionamento di molte parti d’impianto con relativo
incremento dei costi.
16
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa

La limitazione di alcuni parametri operativi impedisce l’ottimizzazione dell’efficienza del
sistema.
Schema n°2
L’utilizzo di combustibile ausiliario nei limiti consentiti dalla legge può dare un contributo
energetico maggiore se utilizzato per “nobilitare” il ciclo termico, anziché come mero incremento
energetico.
L’utilizzo di un sistema di surriscaldamento alimentato da combustibile ausiliario, esterno al
generatore di vapore alimentato a biomasse permette di incrementare significativamente l’efficienza
energetica senza aumentare le criticità operative legate all’innalzamento della temperatura del
vapore surriscaldato all’interno del generatore stesso a causa di fusioni di ceneri o attacchi chimici.
17
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Schema n°3
Impianti di prossima installazione



Impianti dedicati per lo sfruttamento energetico di biomasse per lo più derivanti da colture
dedicate provenienti da filiera di produzione e utilizzo; questo è il presupposto su cui basare
la fattibilità del progetto.
Taglia tipica da 50 MWt fino oltre 100 MWt.
L’identificazione delle biomasse dedicate all’impianto permette di stringere il campo di
lavoro atteso con conseguente possibilità di meglio ottimizzare sia i costi che il rendimento
energetico, incrementando sia le condizioni del vapore che l’efficienza del ciclo termico.
Schema n°4
18
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Schema n°5
La configurazione sopra esposta comporta un costo elevato del sistema caldaia a causa dei ridotti
pinch point di temperatura fumi/BFW e fumi/aria comburente che è necessario perseguire al fine di
non perdere in rendimento di caldaia ciò che si ottiene con i sistemi rigenerativi del ciclo termico.
Integrando il sistema caldaia con il sistema di essiccamento del combustibile il costo della stessa si
riduce tanto da compensare il costo del sistema di essiccamento.
Utilizzando un combustibile “nobilitato” è possibile ottimizzare i parametri di combustione e
conseguentemente il rendimento termico.
Un ulteriore aumento di rendimento del ciclo termico si può ottenere spingendo i cicli rigenerativi
in quanto la “sorgente fredda” per recuperare energia dai fumi è costituita dal sistema di
essiccamento.
Schema n°6
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Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
L’integrazione di un sistema di essiccamento permette inoltre:



Prospettive di incremento della potenza raggiungibile dalla singola unità, aprendo a diverse
tecnologie di combustione, attualmente in fase di sviluppo, quali la polverizzazione delle
biomasse per la combustione in sospensione
Ulteriore ottimizzazione dei rendimenti
Contenimento dei costi unitari di investimento.
20
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Per riassumere:
Schema
Condizioni
vapore
Input
termico
(MWt)
η
(%)
Potenza
(MWe)
∆ricavo
vendita
kWh
annuo
(M€)
∆costo
aux
fuel
(M€)
∆
investimento
caldaia ∆
(M€)
∆
investimento
ciclo
termico
(M€)
Pay
back
(Mesi)
∆utile
20
anni
(M€)
IMPIANTI ANNI ’80-‘90
1
45 bar
420 °C
25
21,5
5,4
IMPIANTI ANNI 2000
BIOMASSE GENERICHE
2
3
4
5
60 bar
450 °C
base
80 bar
506 °C
con SHe
100 bar
525°C
120 bar
525 °C +
RH
50
26,6
13,3
n.a
n.a
n.a
n.a
n.a
n.a
50
28,4
14,2
1,2
0,4
0,8
0,4
18
14
50
IMPIANTI ATTUALI
BIOMASSE SELEZIONATE DA FILIERA
29,9
15
2,3
3,5
2
29
36
50
32,1
4
30
58
4
28
68
16,1
3,8
5,5
CONFIGURAZIONE PREVISTA IN FUTURO
BIOMASSE SELEZIONATE DA FILIERA
6
160 bar
525 °C +
RH +
Dryer
50
33
16,5
4,4
6
Per il calcolo economico sono stati usati i seguenti valori considerando gli altri OPEX (OPerating
EXpenditure), ovvero i costi necessari per gestire un prodotto, un business od un sistema altrimenti
detti costi di O&M (Operation and Maintenance).
Costo Energia Elettrica
Ore funzionamento Impianto
Costo Biomassa
Costo Combustibile ausiliario
166 €/MWh
8000 h/anno
15,3 €/MWht bio
36 €/MWht CH4
21
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
1.7 Le tariffe incentivanti
Il continuo aumento del costo del combustibile e la contemporanea diminuzione delle tariffe
incentivanti, portano ad una continua revisione delle tariffe sia per gli impianti a biomassa sia per
gli impianti relativi alle altre fonti rinnovabili. Ora valutiamo il ricavo dalla vendita di energia
elettrica per via delle tariffe incentivanti stabilite dal decreto ministeriale del 6 Luglio del 2012.
Possono accedere agli incentivi gli impianti di potenza non inferiore a 1 kW. Gli incentivi si
applicano agli impianti nuovi, integralmente ricostruiti, riattivati, oggetto di intervento di
potenziamento o di rifacimento che entrano in esercizio a partire dal 1°gennaio 2013.
Gli incentivi sono riconosciuti sulla produzione di energia elettrica netta immessa in rete
dall’impianto. L’energia elettrica autoconsumata non ha accesso agli incentivi. In base alla potenza
dell’impianto sono previsti due distinti meccanismi incentivanti:
1) Una tariffa incentivante omnicomprensiva (To) per gli impianti di potenza fino a 1 MW,
determinata dalla somma tra una tariffa incentivante base e l’ammontare di eventuali premi
come, ad esempio, la riduzione delle emissioni in atmosfera. L’energia immessa in rete dagli
impianti che accedono alla tariffa omnicomprensiva risulta nella disponibilità del GSE e non del
produttore.
2) Un incentivo per gli impianti di potenza superiore a 1 MW e per quelli di potenza fino a 1
MW che non optano per la tariffa omnicomprensiva, calcolato come differenza tra la tariffa
incentivante base a cui vanno sommati eventuali premi a cui ha diritto l’impianto e il prezzo
zonale orario dell’energia riferito alla zona in cui è immessa in rete l’energia elettrica prodotta
dall’impianto. L’energia prodotta dagli impianti che accedono all’incentivo resta nella
disponibilità del produttore.
Ora faremo un calcolo per valutare esattamente i ricavi, per i 3 cicli termici di riferimento, dalla
vendita dell’energia elettrica netta valutata precedentemente.
Innanzitutto riportiamo una breve tabella che riassume le tariffe incentivanti in base alla
provenienza della biomassa e della taglia dell’impianto dove:



a = prodotti di origine biologica
b = sottoprodotti di origine biologica e rifiuti diversi dalla lettera c
c = rifiuti per i quali la frazione biodegradabile è determinata forfettariamente.
Tipologia
a.1
a.2
a.3
a.4
b.1
b.2
b.3
b.4
c.1
c.2
Potenza(kW)
Tariffa base
(€/MWh)
1 < P ≤ 300
300 < P ≤ 1000
1000< P ≤ 5000
P≥ 5000
1 < P ≤ 300
300 < P ≤ 1000
1000< P ≤ 5000
P≥ 5000
1 < P ≤ 5000
P > 5000
229
180
133
122
257
209
161
145
174
125
Premio
cogenerazione
CHP
(€/MWh)
40
40
40
40
10
10
10
10
10
10
40
40
40
40
Premio
gas serra
(€/MWh)
Premio
filiera
(€/MWh)
10
20
10
20
Premio
riduzione
emissioni
(€/MWh)
30
30
30
30
30
30
30
30
Totale tariffa
base + premi
(€/MWh)
299
250
233
192
297-327
249-279
231-261
185-215
184
135
Per quanto riguarda la sezione relativa al premio della cogenerazione CHP abbiamo distinto due
colonne di valori, a sinistra la produzione senza teleriscaldamento mentre a destra la produzione con
teleriscaldamento. Il valore di riferimento per il nostro impianto sarà la tipologia b.4
22
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
1.8 Confronto cicli termici
In questa fase affronteremo lo studio nello specifico di una caldaia a biomassa, studiata e progettata
da PENSOTTI FCL che verrà installata in Italia nei prossimi mesi. Il cliente ci ha commissionato la
fornitura, il montaggio, il commissioning e lo start-up, la linea trattamento fumi, la turbina a vapore,
tutti gli equipment e accessori per il ciclo termico e il caricamento del combustibile. Nel dettaglio
noi ci occuperemo di presentare lo studio della caldaia e del ciclo termico relativo e della
descrizione dei componenti scelti per il trattamento dei fumi a valle dell’economizzatore. Di seguito
presenteremo tre tipologie di ciclo termico sui quali abbiamo effettuato delle valutazioni tecnicoeconomiche per ottenere il miglior compromesso sulla base di una formula di valutazione proposta
dal nostro cliente finale.
Abbiamo valutato la potenza recuperabile all’asse della turbina a vapore e successivamente la
potenza da smaltire al condensatore ad acqua. In aggiunta, come analisi preliminare dell’intero ciclo
termico, abbiamo calcolato la potenza delle pompe, la potenza assorbita dai ventilatori, la potenza
delle pompe di alimento, tutti gli ausiliari per avere un dato preciso sugli autoconsumi totali. Tali
valutazioni sono state fondamentali per il calcolo della potenza netta prodotta dal nostro impianto.
Di seguito verranno presentati i 3 diagrammi di Mollier raffiguranti i 3 cicli termici principali di
funzionamento della caldaia proposti dal cliente finale sulla base dei quali abbiamo fatto le nostre
valutazioni numeriche precedentemente elencate, per capire sia tecnicamente che economicamente
il ciclo migliore.
Parametro fondamentale è stata la pressione dello scarico definita dal cliente di 0,065 bar. Sulla
base di questa abbiamo dimensionato il nostro condensatore.
1.8.1 Design Criteria caldaia
La caldaia che ci ha richiesto il cliente è stata dimensionata per le seguenti caratteristiche di
funzionamento:
Caso
Carico
Produzione vapore nominale
Pressione vapore
Temperatura vapore
Temperatura acqua alimento
Percentuale blow down
Combustibile
PCI
PCI
Input termico
Pressione di bollo
NCR
% CMC
t/h
bar (a)
°C
°C
%
Tipologia
kcal/kg
kJ/kg
kW
bar (g)
8000 h
100 %
83,00
122
500
210
2
BIOMASSA
2639
11050
73000
145
23
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
a) Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C
punto
A
rend isoS
B
Spill
C
rend isoS
D
Spill
D
rend isoS
E
Spill
E
rend isoS
F
Portata
(kg/s)
25,2
Pressione Temperatura
(bar)
(°C)
60
465
Entalpìa
(kJ/kg)
3339
Entropìa
(kJ/kg*K)
6,77
η iso
H iso
potenza
(kW)
3073
5707
2703
7027
2597
3415
2140
10136
0,85
25,2
0
25,2
24
343
3113
24
311
3039
25,2
0
25,2
5
157
2760
5
157
2760
25,2
0
25,2
2
120
2624
2
120
2624
25,2
0,065
38
2222
6,71
0,83
6,85
0,83
6,92
0,83
Sommando matematicamente i 4 contributi delle potenze delle 4 trasformazioni isoentropiche
abbiamo 26285 kW. Poi abbiamo considerato due rendimenti della turbina a vapore che tenessero
conto della conversione dell’energia da meccanica ad elettrica.


η trasmissione = 96,5 %
η generazione = 98,5 %
A seguito dei 2 η considerati, la potenza ai morsetti della nostra turbina a vapore sarà: 24985 kW.
24
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
La tabella sottostante elenca tutti gli elementi del ciclo termico elencati precedentemente:
Condensatore
Potenza al condensatore
Portata d’acqua
Mandata acqua
Ritorno acqua
∆p
Potenza da smaltire
Potenza pompaggio
Potenza ventilatori
Pompa alimento
Altri ausiliari
Autoconsumi totali
Potenza netta
0,065 bar (scarico)
52030 kW
8949165 kg/h
33 °C
28 °C
3 bar
44745823 kcal/h
1044 kW
249 kW
233 kW
1200 kW
2727 kW
22258 kW
38 °C
Per quanto riguarda la caldaia, il cliente ci ha chiesto un input termico di 73 MWt, sulla base della
quale abbiamo dimensionato l’intero impianto.
Potenza termica caldaia netta
η caldaia
Portata vapore
Potenza termica al vapore
64605 kW
89 %
90,72 t/h
78315 kW
b) Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C
25
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
punto
A
rend isoS
B
Spill
C
rend isoS
D
spill
D
rend isoS
E
spill
E
rend isoS
F
Portata
(kg/s)
23,93
Pressione Temperatura
(bar)
(°C)
120
530
Entalpìa
(kJ/kg)
3430
Entropìa
(kJ/kg*K)
6,59
η iso
H iso
potenza
(kW)
2969
9372
2703
6673
2597
3243
2140
9625
0,85
23,93
0
23,93
24
311
3038
24
311
3039
6,71
0,83
23,93
0
23,93
5
157
2760
5
157
2760
6,85
0,83
23,93
0
23,93
2
120
2624
2
120
2624
23,93
0,065
38
2222
6,92
0,83
Sommando matematicamente i 4 contributi delle potenze delle 4 trasformazioni isoentropiche
abbiamo 28913 kW. Poi abbiamo considerato due rendimenti della turbina a vapore che tenessero
conto della conversione dell’energia da meccanica ad elettrica.


η trasmissione = 96,5 %
η generazione = 98,5 %
A seguito dei 2 η considerati, la potenza ai morsetti della nostra turbina a vapore sarà: 27483 kW.
La tabella sottostante elenca tutti gli elementi del ciclo termico elencati precedentemente:
Condensatore
Potenza al condensatore
Portata d’acqua
Mandata acqua
Ritorno acqua
∆p
Potenza da smaltire
Potenza pompaggio
Potenza ventilatori
Pompa alimento
Altri ausiliari
Autoconsumi totali
Potenza netta
0,065 bar (scarico)
49408 kW
8498155 kg/h
33 °C
28 °C
3 bar
42490776 kcal/h
992 kW
237 kW
442 kW
1200 kW
2871 kW
24612 kW
38 °C
Per quanto riguarda la caldaia, il cliente ci ha chiesto un input termico di 73 MWt, sulla base della
quale abbiamo dimensionato l’intero impianto.
Potenza termica caldaia netta
η caldaia
Portata vapore
Potenza termica al vapore
64605 kW
89 %
86,15 t/h
78321 kW
26
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
c) ciclo HP con reheat 120 bar – 500°C
punto
A
rend isoS
B
spill
C
rend isoS
D
spill
D
rend isoS
E
spill
E
rend isoS
F
Portata
(kg/s)
21,28
Pressione Temperatura
(bar)
(°C)
120
500
Entalpìa
(kJ/kg)
3350
Entropìa
(kJ/kg*K)
6,49
η iso
H iso
potenza
(kW)
2914
7888
3023
7825
2876
3923
2351
9948
0,85
21,28
0
21,28
24
286
2979
22
500
3466
21,28
0
21,28
5
316
3098
5
316
3098
21,28
0
21,28
2
221
2914
2
221
2914
21,28
0,065
38
2446
7,39
0,83
7,52
0,83
7,60
0,83
Sommando matematicamente i 4 contributi delle potenze delle 4 trasformazioni isoentropiche
abbiamo 29584 kW. Poi abbiamo considerato due rendimenti della turbina a vapore che tenessero
conto della conversione dell’energia da meccanica ad elettrica.


η trasmissione = 96,5 %
η generazione = 98,5 %
A seguito dei 2 η considerati, la potenza ai morsetti della nostra turbina a vapore sarà: 28121 kW.
27
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
La tabella sottostante elenca tutti gli elementi del ciclo termico elencati precedentemente:
Condensatore
Potenza al condensatore
Portata d’acqua
Mandata acqua
Ritorno acqua
∆p
Potenza da smaltire
Potenza pompaggio
Potenza ventilatori
Pompa alimento
Altri ausiliari
Autoconsumi totali
Potenza netta
0,065 bar (scarico)
48706 kW
8377423 kg/h
33 °C
28 °C
3 bar
42490776 kcal/h
978 kW
234 kW
393 kW
1200 kW
2804 kW
25316 kW
38 °C
Per quanto riguarda la caldaia, il cliente ci ha chiesto un input termico di 73 MWt, sulla base della
quale abbiamo dimensionato l’intero impianto.
Potenza termica caldaia netta
η caldaia
Portata vapore
Potenza termica al vapore
64605 kW
89 %
76,61 t/h
78290 kW
1.9 Considerazioni economiche sulla scelta del ciclo termico
In questa sezione tratteremo una serie di parametri economici per tutti e 3 i cicli termici presi in
esame per cercare di capire quale era il ciclo più giusto da adottare. Il nostro confronto si è basato
principalmente sulla formula di allineamento proposta dal cliente finale e dalla tariffa incentivante
riferita alla biomassa per la vendita di energia elettrica del Quinto Conto Energia stabilita dal
Decreto Ministeriale del 5 Luglio 2012. Nella formula proposta dal cliente finale c’erano una serie
di voci, che adesso andremo ad elencare.










Prezzo stimato dell’impianto
Potenza elettrica garantita da parte nostra = NPOg
Potenza elettrica richiesta dal cliente finale = NPOr
Ore annuali di funzionamento garantite = WHg
Costi di Operation & Maintenance = CoO
Tempo di consegna impianto garantito = MDg
Fattore di produzione di potenza = KE
Fattore di disponibilità = KH
Fattore di Operation & Maintenance = KO
Fattore di consegna = KD
Le uniche due variabili tra quelle sopra elencate erano il prezzo stimato dell’impianto da parte
nostra e la potenza elettrica garantita, chiaramente strettamente dipendente dal ciclo termico stesso.
Ora vedremo il confronto fatto per le 3 tipologie di ciclo termico. Punto di partenza iniziale è stato
valutare il prezzo dell’impianto; abbiamo preso come punto di riferimento un impianto basato sul
ciclo, non valutato precedentemente, a 100 bar e 500°C e stimato in 75.000.000 €.
Ora andremo a presentare la formula di “Valutazione del prezzo” proposta dal cliente dalla quale
poi usciranno 3 valori del “Prezzo calcolato finale”.
28
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Prezzo calcolato = Prezzo quotato – (NPOg – NPOr)*KE – (WHg – 8000)*KH +100*((CoO/(10*NPOg)-1)*KO+(MDg-24)*KD
a) Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C
Prezzo impianto di riferimento
100 bar-500°C
Prezzo stimato impianto 60
bar-465°C
75.000.000 €
Potenza elettrica generata netta
22258 kW
Potenza elettrica di riferimento
27000 kW
Valore mancata produzione
elettrica
Ore annuali di funzionamento
garantite
Costi di Operation &
Maintenance
Tempo di consegna impianto
garantito
Fattore di produzione di
potenza
74.300.000 €
20.864.702 €
8000
590.000 €
24 mesi
4400 €/kW
Fattore di disponibilità
12250 €/h
Fattore di Operation &
Maintenance
18750 €
Fattore di consegna
Prezzo calcolato finale
420.000 €/mese
95.164.702 €
I dati significativi di questa tabella sono i 74.300.000 € dell’impianto a ciclo semplice e il valore di
20.864.702 € di mancata produzione elettrica. I 700.000 € di differenza rispetto al ciclo a 100 bar li
abbiamo valutati in :



300.000 € di boiler/ciclo termico
200.000 € di turbina a vapore
200.000 € di valvole e strumentazione
I 20.864.702 € sono dati da:
(Potenza elettrica richiesta - Potenza elettrica garantita) * Fattore di produzione di potenza
29
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
b) Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C
Prezzo impianto di riferimento
100 bar-500°C
Prezzo stimato impianto 120
bar-530°C
75.000.000 €
Potenza elettrica generata netta
24612 kW
Potenza elettrica di riferimento
27000 kW
Valore mancata produzione
elettrica
Ore annuali di funzionamento
garantite
Costi di Operation &
Maintenance
Tempo di consegna impianto
garantito
Fattore di produzione di
potenza
76.000.000 €
10.506.159 €
8000
590.000 €
24 mesi
4400 €/kW
Fattore di disponibilità
12250 €/h
Fattore di Operation &
Maintenance
18750 €
Fattore di consegna
Prezzo calcolato finale
420.000 €/mese
86.506.159 €
I dati significativi di questa tabella sono i 76.000.000 € dell’impianto a ciclo semplice e il valore di
10.506.159 € di mancata produzione elettrica. Il 1.000.000 € in più rispetto al ciclo a 100 bar li
abbiamo valutati in :



500.000 € di boiler/ciclo termico
300.000 € di turbina a vapore
300.000 € di valvole e strumentazione
I 10.506.159 € sono dati da:
(Potenza elettrica richiesta - Potenza elettrica garantita) * Fattore di produzione di potenza
30
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
c) Ciclo HP con reheat 120 bar – 500°C
Prezzo impianto di riferimento
100 bar-500°C
Prezzo stimato impianto 120
bar-500°C
75.000.000 €
Potenza elettrica generata netta
25316 kW
Potenza elettrica di riferimento
27000 kW
Valore mancata produzione
elettrica
Ore annuali di funzionamento
garantite
Costi di Operation &
Maintenance
Tempo di consegna impianto
garantito
Fattore di produzione di
potenza
79.250.000 €
7.408.376 €
8000
590.000 €
24 mesi
4400 €/kW
Fattore di disponibilità
12250 €/h
Fattore di Operation &
Maintenance
18750 €
Fattore di consegna
Prezzo calcolato finale
420.000 €/mese
86.658.376 €
I dati significativi di questa tabella sono i 79.250.000 € dell’impianto a ciclo semplice e il valore di
7.408.376 € di mancata produzione elettrica. I 4.250.000 € in più rispetto al ciclo a 100 bar li
abbiamo valutati in :





750.000 € di boiler/ciclo termico
3.000.000 € di turbina a vapore
300.000 € di piping e rack
100.000 € di valvole e strumentazione
100.000 € di coibentazioni e varie
I 7.408.376 € sono dati da:
(Potenza elettrica richiesta - Potenza elettrica garantita) * Fattore di produzione di potenza
31
Evoluzione dei cicli termici legati ad impianti di generazione elettrica alimentati a biomassa
Da queste prime valutazioni risulta che:
Prezzo calcolato finale
Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C
Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C
Ciclo HP con reheat 120 bar – 500°C
€
95.164.702
86.506.159
86.658.376
Ora applicando le tariffe incentivanti descritte nel paragrafo 1.7, vediamo di calcolare il ricavo netto
dalla vendita di Energia elettrica dopo l’allacciamento in rete:
a) Ciclo semplice MP 60 bar – 465°C
Ricavo vendita EE netta = 22258 kW x 0,175 €/kWh x 8000 h = 31.161.200 €
b) Ciclo semplice HP 120 bar – 530°C
Ricavo vendita EE netta = 24612 kW x 0,175 €/kWh x 8000 h = 34.456.800 €
c) ciclo HP con reheat 120 bar – 500°C
Ricavo vendita EE netta = 25316 kW x 0,175 €/kWh x 8000 h = 35.442.400 €
32
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
CAPITOLO 2
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.1 Premessa
In questo capitolo tratteremo nello specifico una serie di parametri termici, chimici e costruttivi per
l’intero dimensionamento di una caldaia a biomasse. Cosa molto importante da sottolineare è che
nel prosieguo del capitolo spesso ci riferiremo sia a caldaia a biomassa che a termovalorizzatore.
Un termovalorizzatore, infatti, non è nient’altro che un inceneritore, cioè un impianto di
smaltimento dei rifiuti, generalmente destinati alla discarica mediante processo di combustione ad
alta temperatura. Negli impianti più moderni, il calore sviluppato durante la combustione dei rifiuti
viene recuperato e utilizzato per produrre vapore, poi utilizzato per la produzione di energia
elettrica o come vettore di calore (ad esempio per il teleriscaldamento).
Per la progettazione di una caldaia a biomassa è sempre più pressante l’esigenza di dare assoluta
garanzia di:



rispetto dei limiti di emissioni inquinanti
massima affidabilità e disponibilità
massimo rendimento energetico
La massimizzazione del rendimento si ottiene tramite:


la riduzione dell’eccesso di aria comburente al fine di ridurre le perdite di calore sensibile al
camino
l’aumento delle condizioni di pressione e temperatura del vapore al fine di aumentare il
rendimento del ciclo Rankine
Senza l’adozione di particolari accorgimenti progettuali e costruttivi quanto sopra contrasterebbe con
le richieste di affidabilità e di rispetto delle emissioni di CO in quanto sia la riduzione dell’eccesso di
aria che l’aumento di pressione e temperatura del vapore danno luogo all’incremento della
temperatura di combustione e delle superfici di scambio termico e con esse aumentano i problemi
legati a fenomeni di aggressione chimico-fisica delle pareti di scambio e dei refrattari da parte delle
ceneri e degli inquinanti contenuti nei rifiuti nonché il minor contenuto di O₂ residuo induce
l’aumento di probabilità che particelle di CO sfuggano all’esaurimento della combustione.
L’ottimizzazione del rendimento è peraltro condizione essenziale al fine di ridurre i costi di esercizio
grazie alla vendita dell’energia elettrica prodotta; vedremo quindi quali accorgimenti è possibile
adottare al fine di ottenere massima affidabilità ed il rispetto delle emissioni senza rinunciare ad un
buon rendimento.
32
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.2 Rifiuti combustibili
Alla base delle scelte tecniche ed economiche di progettazione delle caldaie a biomassa sono i
rifiuti che l’impianto è destinato a trattare. Al di là della provenienza del rifiuto (domestico ,
industriale, ospedaliero) che dà allo stesso una caratterizzazione (codice CER) di ordine burocratico
legata alle autorizzazioni allo smaltimento , le caratteristiche interessanti per la progettazione di un
termovalorizzatore sono le seguenti:
PCI
Potere calorifico inferiore espresso in
kJ/kg oppure in kcal/kg
U
Umidità
Ceneri ed inerti
(% peso) normalmente disponibile come
percentuale in peso sul secco
T fusione ceneri
°C
Cl (Cloro)
S (Zolfo)
Pezzatura
(% peso) normalmente disponibile come
percentuale in peso sul secco
(% peso) normalmente disponibile come
percentuale in peso sul secco
Distribuzione granulometrica percentuale
Per le analisi di laboratorio è necessaria un’attenta preparazione del campione, che a causa della
eterogeneità del materiale di partenza dovrà essere ricavato per quartature successive a partire da
un quantitativo abbastanza grande da risultare significativo del contenuto medio delle varie
componenti. Il campione sarà quindi essiccato e finemente macinato. La perdita percentuale di peso
per essiccazione, da eseguire in forno a 105°C, rappresenta l’umidità. La perdita percentuale di
peso che si ottiene ponendo il campione essiccato in forno alla temperatura di 600°C rappresenta la
frazione combustibile ed il residuo il contenuto di ceneri ed inerti. La combustione di un campione
all’interno di un reattore (bomba di Mahler) posto all’interno di un calorimetro permette la
determinazione diretta del potere calorifico. Dall’ analisi del campione è anche possibile ottenerne
la composizione elementare. Conoscendo la composizione elementare è possibile calcolare il PCI
utilizzando la formula di Dulong.
PCI = 339*C + 105*S + 1214*(H - O/8) – 25*H2O
(kJ/kg)
33
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Qualora non in possesso di analisi dedicate dei rifiuti o delle biomasse da trattare è possibile riferirsi
alla ampia documentazione disponibile in bibliografia; comunque per comodità alleghiamo due
tabelle riportanti i dati relativi ad alcuni rifiuti e biomasse.
Rifiuti
analisi elementare
C
O
H
N
umidità
S
CL Residuo TOT
min
%
%
peso % peso secco peso
%
peso
%
peso
%
peso
%
peso
%
peso
Carta
43,4
44,3
5,8
0,3
0,2
Misto di scarti di carta
48,0
36,8
6,6
0,1
0,1
Cartone
40,1
42,0
5,2
0,3
0,2
0,2
Legno da demolizione
46,2
34,5
5,4
0,6
0,1
0,1
Legno da discarica
48,2
38,3
5,7
0,4
0,1
Legno da pulizia del terreno
42,3
35,8
5,0
0,3
0,1
Legno da scarti di cantiere
41,5
32,2
4,8
0,9
Pollina
44,1
33,6
5,8
CDR 1
40,8
26,0
CDR 2
47,7
20,6
Fanghi da impianto biologico 32,9
Fanghi disinchiostrazione
Fanghi disinchiostrazione
6,0
100,0
8,3
12,0
Max media
%
%
peso peso
PCI (nota)
KJ/Kg Kcal/kg
20
11542
2757
100,0
9
16876
4031
100,0
20
10343
2470
13,1
100,0
9
15227
3637
7,3
100,0
46
8271
1976
0,0
16,5
100,0
49
6407
1530
0,2
0,3
20,1
100,0
38
8359
1997
5,1
0,8
0,6
10,0
100,0
25
55
6245
1492
10,6
2,1
0,7
0,9
18,8
100,0
15
30
26
16346
3904
12,9
2,3
1,0
0,9
14,7
100,0
15
30
27
20512
4899
27,6
4,3
0,1
0,1
0,0
35,0
100,0
65
2641
631
31,0
23,1
3,7
0,6
0,1
0,3
41,2
100,0
53
4084
975
27,0
20,0
3,5
0,6
0,1
0,3
48,5
100,0
58
2909
695
Fango da discarica
25,6
20,8
3,2
0,2
0,2
0,1
50,0
100,0
65
1673
400
RDF
39,7
27,2
5,8
0,8
0,4
26,1
100,0
15
40
25
11659
2785
Rifiuti solidi urbani 1
41,8
32,3
5,5
1,2
0,2
0,5
18,5
100,0
30
50
32
10057
2402
Rifiuti solidi urbani 2
43,0
31,0
4,4
1,3
0,2
0,6
19,5
100,0
30
50
38
8496
2029
Rifiuti solidi urbani 3
Pneumatici triturati
44,0
78,0
33,0
4,6
4,7
6,5
1,1
0,4
0,2
1,7
0,5
0,7
16,5
8,0
100,0
100,0
30
0
50
5
45
3
7474
32718
1785
7814
nota : PCI calcolato riparametrando l'analisi elementare sul Tal Quale con U media
Tabella 2.1: Composizione chimica rifiuti.
34
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Biomasse
analisi elementare
C
O
H
N
umidità
S
CL Residuo TOT
min
%
%
peso % peso secco peso
Max media
%
%
peso peso
PCI (nota)
KJ/Kg Kcal/kg
%
peso
%
peso
%
peso
%
peso
%
peso
Bucce d'arancia
49,6
41,9
6,0
1,0
0,2
1,2
100,0
35
10684
2552
Cippato di potatura di vite
49,8
40,4
6,0
0,7
0,1
3,0
100,0
35
10766
2571
Cippato di potatura d'ulivo
47,2
39,2
5,7
2,2
0,1
5,6
100,0
8
15422
3683
Cippato di robinia
48,2
42,5
6,0
1,2
0,1
2,1
100,0
13
14589
3484
Corteccia
50,4
34,3
3,9
2,8
0,1
8,6
100,0
15
50
45
8007
1913
Corteccia
46,6
36,4
4,8
0,8
0,0
0,4
10,9
100,0
15
50
45
7751
1851
Crusca pellettizzata
42,8
35,0
6,2
2,1
0,2
0,1
13,6
100,0
11
14643
3498
Gusci di mandorla
48,2
40,2
5,8
0,6
0,4
4,8
100,0
11
15174
3624
Gusci di nocciola
58,8
31,0
7,3
0,8
0,2
1,3
100,0
8
21825
5213
Gusci di noce
51,7
40,9
6,0
0,3
0,1
0,9
100,0
12
16092
3844
Legna abete bianco
49,0
44,8
6,0
0,1
0,0
0,0
0,2
100,0
30
50
43
8661
2069
Legna eucalipto
49,0
44,0
5,9
0,3
0,0
0,1
0,7
100,0
30
50
43
8652
2067
Legna faggio
51,6
41,5
6,3
0,7
100,0
30
50
43
9650
2305
Legna pioppo
48,5
43,7
5,9
0,5
0,0
0,1
1,4
100,0
30
50
43
8557
2044
Legna quercia
49,6
43,0
5,4
0,4
0,0
0,0
1,6
100,0
30
50
43
8511
2033
Legna robinia
48,6
42,0
6,0
1,2
2,2
100,0
30
50
43
8835
2110
Legno di Abete
49,7
39,3
5,4
0,2
0,1
5,3
100,0
30
50
43
8872
2119
Legno di Quercia
52,6
39,8
5,9
0,3
0,0
1,4
100,0
56
7007
1673
Legno pino generico
50,3
43,1
6,2
0,0
0,4
100,0
43
9210
2200
legno scarti segheria
36,9
43,5
9,4
0,7
0,0
0,4
9,2
100,0
35
10370
2477
legno taglio foreste
48,5
41,0
4,4
1,0
0,1
0,3
4,7
100,0
47
7099
1696
Lolla di riso
42,3
33,2
5,1
1,4
0,1
0,1
17,8
100,0
10
13714
3276
Noccioli d'albicocca
51,7
40,1
6,3
1,0
0,1
0,0
0,8
100,0
15
15906
3799
Noccioli di pesca
52,4
39,2
6,2
0,5
0,1
1,7
100,0
14
16304
3894
Noccioli d'olive
53,8
37,3
6,4
1,3
0,0
0,0
1,3
100,0
40
11189
2673
Paglia di riso
38,8
35,6
4,8
0,5
0,1
0,1
20,3
100,1
11
11780
2814
Potatura di vite
47,7
38,1
5,5
0,6
0,1
8,0
100,0
34
10324
2466
Pula di riso
44,5
39,6
5,7
0,8
0,1
0,0
9,3
100,0
10
14126
3374
Residui di foresta
50,3
40,0
4,6
1,0
0,1
0,0
4,0
100,0
49
7243
1730
Residui di pino
49,2
42,1
5,7
0,6
0,0
2,4
100,0
38
9802
2341
Residui potat.mandorlo
51,3
40,9
5,3
0,7
0,0
0,0
1,8
100,0
35
45
8559
2044
Residui potat.noce
49,7
43,1
5,6
0,4
0,0
0,1
1,1
100,0
35
45
8305
1984
Residui spremitura uva
48,9
38,5
7,4
2,6
0,2
0,0
2,4
100,0
7
18178
4342
Sansa bifase
53,1
37,3
10,4
0,2
0,6
0,2
1,5
103,3
58
70
63
7686
1836
Sanse esauste
43,7
37,8
5,3
0,6
0,3
12,5
100,3
10
20
15
12863
3072
Scarti di legno di mobili
53,4
37,9
5,5
0,1
0,1
0,1
2,9
100,0
15
15808
3776
Scarti di segheria
50,6
42,4
6,2
0,1
0,1
0,7
100,0
42
9583
2289
Segatura
51,9
40,2
5,8
0,2
0,1
1,9
100,0
55
6981
1667
Steli di grano
43,2
39,4
5,0
0,6
0,1
11,7
100,0
15
12160
2904
Stelo di vite
49,0
41,9
5,7
0,7
0,1
2,7
100,0
44
8484
2026
Stocchi mais
43,7
43,3
5,6
0,6
0,0
6,3
100,0
40
7986
1907
Taglio di girasoli
45,3
42,5
5,7
1,2
0,2
5,2
100,0
15
13071
3122
Trucioli di segatura
51,2
39,4
6,0
1,5
0,0
0,0
2,0
100,0
24
13471
3217
Tutoli mais
46,7
45,5
5,9
0,5
0,0
0,2
1,4
100,1
10
40
25
11415
2726
Vinacce
53,7
32,5
6,2
2,3
0,2
5,1
100,0
20
60
50
9165
2189
0,0
0,6
0,0
0,6
30
10
30
50
20
50
nota : PCI calcolato riparametrando l'analisi elementare sul Tal Quale con U media
ab. 2.1. Composizione
Tabella 2.2: Composizione chimica biomasse.
35
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Poiché, come vediamo, il contenuto di umidità di rifiuto e biomasse può essere estremamente
variabile, sia per il calcolo del PCI che per i calcoli che seguiranno sarà necessario riparametrare
l’analisi elementare considerando l’umidità effettiva del rifiuto in oggetto.
Esempio: per Rifiuti Solidi Urbani 1 ( umidità 32% )
C =
41,8 *((100-32)/100) = 28,42
O =
32,3 *((100-32)/100) = 21,96
H =
5,5*((100-32)/100) =
3,74
N =
1,2*((100-32)/100) =
0,82
S =
0,2*((100-32)/100) =
0,14
Cl =
0,5*((100-32)/100) =
0,34
Residuo = 18,5*((100-32)/100) = 12,58
Acqua
=
32,00
______
100,00
PCI = 339*28,42 + 105*0,14 + 1214*(3,74 - 21,96/8) - 25*32 = 10057 kJ/kg
= 2402 kcal/kg
Data l’eterogeneità dei rifiuti è comunque poco credibile progettare un impianto riferendosi ad un
unico valore del PCI perciò il progetto dovrà essere verificato in tutta una serie di condizioni
operative fra un minimo ed un massimo PCI e fra un minimo ed un massimo carico termico.
Questo campo di lavoro prende il nome di “DIAGRAMMA DI COMBUSTIONE”.
PCI massimo
input Termico
[KW]
100%
PCI di progetto
massimo carico termico
PCI minimo
75%
50%
minimo carico termico
25%
portata di rifiuti [kg/s]
massima capacità di smaltimento
Diagramma di Combustione
Figura 2.1: Diagramma di combustione.
36
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.3 Cenni sulla combustione
Come noto le principali reazioni di combustione sono:
C + O2 = CO2
CO2 + C = 2CO
2CO + O2 = 2CO2
2H2 + O2 = 2H2O
S + O2 = SO2
Perciò conoscendo l’analisi elementare del combustibile possiamo eseguire il calcolo molare
dell’aria necessaria alla combustione, ricordando che l’ossigeno contenuto nel combustibile
partecipa alla combustione riducendo quindi la quantità di aria necessaria.
2.3.1 Aria comburente e fumi
Per il nostro scopo possiamo utilizzare anche la seguente formula per il calcolo della portata di aria
teorica necessaria per 1 kg di combustibile (nel nostro caso rifiuto).
At = 0,115*C + 0,345*(H - O/8) + 0,431*S (kg aria/kg comb)
Esempio: per Rifiuti Solidi Urbani 1
At = 0,115*28,42 + 0,345*(3,74 - 22,96/8) + 0,431*0,14 = 3,63 kg/kg
Nonostante con l’emissione delle nuove normative non sia più obbligatorio operare con un eccesso
d’aria tale da garantire almeno il 6% in volume di O2 libero nei fumi secchi,
è ancora pratica usuale progettare e quindi operare gli impianti di termovalorizzazione con eccessi
d’aria dell’ordine del 50-65 % (O2 6-8%) per combustione di rifiuti e
35-60% (O2 4-6%) per combustione di biomasse.
Detto quindi
e = eccesso d’aria
(%)
L’aria di combustione unitaria vale:
Ac = At*(100 + e)/100 (kg aria/kg comb)
Es: per RSU 1 con e = 60%
Ac = 3,63*1,6 = 5,81
(kg/kg)
Considerando che solo una parte del residuo (circa il 50% di ceneri ed inerti) viene trascinato con i
fumi la portata di fumi unitaria vale:
Fc = (1 - 0,5* residuo/100) + Ac.
(kg fumi / kg comb)
Es: per RSU 1 con e = 60%
Fc = (1 - 0,5*12,58/100) + 5,81 = 6,75
(kg/kg)
Un parametro essenziale all’esecuzione di calcoli termodinamici sui fumi è l’umidità.
37
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Il quantitativo di acqua contenuta nei fumi prodotti da 1 kg di rifiuti si calcola come:
Um = (8,93*H + H2O )/100
(kg acqua / kg comb)
Conseguentemente l’umidità massica dei fumi vale:
U = Um/Fc*100
(% peso)
Es: per RSU 1 con e = 60%
Um = (8,93*3,74 + 32)/100 = 0,65
(kg/kg)
U = 0,65/6,75*100 = 9,63%
Con buona approssimazione è possibile calcolare l’entalpia (riferita a 0°C) di fumi ed aria solo
conoscendone l’umidità U e la temperatura T (°C):
Hf = (972,7 + 10,76*U)*(T/1000) + (166,31 - 3,25*U)*(T/1000)² +
- (27,98 - 2,443*U) * (T/1000)³
Come vedremo spesso sarà necessario ricavare T conoscendo Hf e U per cui sarà necessario
procedere per iterazioni successive ipotizzando T fino a convergenza del risultato con Hf.
La portata unitaria di fumi secchi vale:
Fs = Fc – Um
(kg fumi / kg comb)
In prima approssimazione possiamo considerare il peso specifico in condizioni normali (1 bar a
0°C) dei fumi secchi pari a 1,38 kg/Nm³ e quello del vapore d’acqua pari a 0,8 kg/Nm³, quindi la
portata volumetrica unitaria di fumi secchi vale:
Vfs = Fs/1,33
(Nm³ / kg comb)
4,55
e quella del vapor d’acqua vale:
VH₂O = Um / 0,8
(Nm³ / kg comb)
0,81
Quindi la portata volumetrica unitaria vale:
Vfc = Vfs + VH2O
(Nm³ / kg comb)
5,36
Il peso specifico dei fumi umidi vale quindi:
Pfc = Fc / Vfc
(kg / Nm³)
1,26
38
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Considerando che la concentrazione volumetrica dell’ossigeno nell’aria è del 21 % e che il peso
specifico dell’aria vale 1,293 kg/Nm³, la portata volumetrica unitaria di ossigeno libero vale:
VO2 = 0,21 * e * At / 1,293
(Nm³ / kg comb)
E’ ora possibile calcolare la percentuale volumetrica di ossigeno libero sia nei fumi secchi che
umidi.
VO2 secco = VO2 / Vfs *100
(% vol. secco)
VO2 umido = VO2 / Vfc *100
(% vol. umido)
2.4 Disponibilità di impianto
Benché progettati per esercizio continuo, gli impianti in oggetto richiedono alcune fermate per
manutenzione. Le fermate per manutenzione sono normalmente programmate ad intervalli da tre a
sei mesi con durata da tre a dieci giorni, ma talvolta sono necessarie ulteriori fermate non
programmate per interventi di manutenzione straordinaria. Le principali cause di fermata per
manutenzione straordinaria sono legate al ripristino dei refrattari posti a protezione delle pareti delle
camere di combustione e post combustione, più accidentalmente a causa di perdite dalle parti a
pressione della caldaia o di guasto del sistema di depurazione fumi o del Turbogeneratore. Al netto
delle fermate sia programmate che straordinarie, questo tipo di impianti è in grado di operare per un
totale annuo variabile da 7500 a 8000 ore.
2.5 Potenza termica del focolare e producibilità di vapore
Molto spesso il dato di base del progetto è la capacità annua di smaltimento dei rifiuti. L’input
termico da combustibile sarà pari a:
Itc = Capacità di smaltimento * PCI / disponibilità di impianto
e la portata di rifiuto:
Mc = Capacità di smaltimento / disponibilità di impianto
Un ulteriore apporto termico, non trascurabile, alle camere di combustione è dato dal preriscaldo
dell’aria comburente, che normalmente è generato tramite scambiatori a vapore. Il preriscaldo
dell’aria comburente può essere necessario sia per agevolare la fase di essiccazione dei rifiuti che
precede quella di combustione sia talvolta per incrementare l’efficienza del ciclo termico.
La scelta delle temperature di preriscaldo dell’aria comburente nelle diverse condizioni di esercizio
è tipicamente legata alla tecnologia propria del fornitore del sistema di combustione, può essere
però indicativo sapere che orientativamente l’aria comburente dovrà essere preriscaldata di circa 5
°C per ogni 1% di umidità del rifiuto: per un rifiuto con il 35% di umidità la temperatura consigliata
dell’aria comburente sarà quindi 175°C. Considerando una umidità massica dell’aria ambiente dell’
1% (pari a umidità relativa del 60% a 20°C) siamo in grado di calcolare l’entalpia Ha.
39
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Si calcola quindi l’input termico da aria comburente:
Ita = Ha*Ma
Dove:
Ma = Ac*Mc
Da ultimo deve essere considerato anche l’input termico derivante dalla potenza elettrica assorbita
da alcune apparecchiature ausiliarie quali i ventilatori dell’aria comburente e dell’eventuale
ricircolo fumi .
Questa potenza è definita come CREDITI vale
Icr = Pva + Pvr dove Pa e Pvr sono le potenze assorbite dai ventilatori dell’aria comburente e di
ricircolo fumi
L’input termico totale vale perciò
Itt = Itc + Ita + Icr
Es: 100.000 T/anno di RSU 1 PCI 10057 kJ/kg pari a 2400 kcal/kg su 7500 ore di esercizio
Itc = (100000 T/a*1000 kg/T*10500 KJ/kg ) / (7500 h/a*3600 s/h) = 38900 kW
Mc = (100000 T/a ) / (7500h/a)= 13,3 t/h = 3,7 kg/s
Quindi
Ma = 5,81*3,7 = 21,5 kg/s
Ha 175°C = 176,9 kJ/kg
Ita = Ha*Ma = 3803 kW
Per un calcolo preliminare possiamo prevedere:
una prevalenza di 35 mbar ed un rendimento dell’ 80% per il ventilatore dell’aria comburente
una prevalenza di 50 mbar, una portata di 3 kg/s alla temperatura di 190°C ed un rendimento del
70% per il ventilatore di ricircolo fumi
Quindi
Pva = 77 kW
Pvr = 28 kW
Icr = 105 kW
Itt = 38900 + 3803 + 105 = 42808 kW
40
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
La producibilità di vapore Mv (kg/s) dipende da:

Input termico totale

Entalpia dell’acqua di alimento
Hbfw
(kJ/kg)

Entalpia del vapore prodotto
H sh
(kJ/kg)

Rendimento termico del generatore di vapore n (%)

Mv = Itt * n/100 / (Hsh – Hbfw)
Itt
(kW)
2.6 Calcolo del rendimento
Per definizione di rendimento termico
n = ( Potenza utile / Itt) *100
Soprattutto in fase di verifica questo metodo “diretto” è affetto da una serie di inevitabili errori di
misura sia della potenza utile (portate pressioni e temperature di acqua e vapore) sia soprattutto
della potenza entrante a causa della pratica impossibilità di realizzare un sistema di misura di
portata e soprattutto di PCI continuo ed affidabile.
Risulta di gran lunga più affidabile ed applicabile il metodo “indiretto” dove:
Pu = Itt – perdite
Possiamo scrivere
n = (1- Perdite / Itt) *100
dove le perdite sono:
Perdite =Pcs+Pirr+Pic
Pcs = perdite per calore sensibile nei fumi rispetto alla temperatura contrattuale di riferimento = Mf
* (Hf-Hfr)
dove
Mf = Mc*Fc
Mf = 3,7*6,74 = 24,94 kg/s
Hf è l’entalpia dei fumi all’uscita del sistema di recupero termico
e
Hfr è l’entalpia dei fumi alla temperatura di riferimento
41
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Nell’esempio che stiamo seguendo , imponendo una temperatura dei fumi di 190 °C e quella di
riferimento di 20°C possiamo calcolare:
Pcs = 24,94*(212,3 - 21,7) = 4753 kW (pari a circa 11% di Itt)
Pirr = perdite per irraggiamento esterno. Per questo tipo di impianti valgono da 1,5 fino a 3 % di Itt
a seconda del tipo di impianto, della taglia e della cura degli isolamenti.
Per una miglior valutazione si deve procedere al calcolo delle dispersioni:
Pirr = somma (k*Sn*Dtn)
Dove:
k = coeff. Di scambio globale vale c.a. 10 W/m² °C
Sn = superfici sviluppate esterne dei sistemi combustore e caldaia
Dtn = ∆ di temperatura fra le varie superfici e l’ambiente
Pic = perdite per incombusti e calore sensibile nelle ceneri.
Il massimo contenuto di incombusti ammesso nelle ceneri è il 5% ma normalmente si misurano
valori inferiori al 3% di perdita di peso per calcinazione dei residui della combustione. Per un
tenore di ceneri del 12-18 % nel rifiuto la Pic vale c.a. 1,3% di Itt e si può considerare diviso in parti
uguali fra ceneri volanti e scorie scaricate dalla griglia.
Per il nostro esempio il rendimento vale quindi:
n = 85,7%
ed in caso di produzione di vapore a:
p = 40 bar(a)
T = 400 °C
Hsh = 3216 kJ/kg
con acqua di alimento a:
T= 130 °C
Hbfw = 549 kJ/kg
la producibilità vale:
Mv = 42808*0,857 / (3216 - 549) = 3,75 kg/s = 49,5 t/h
2.7 Camere di combustione e Post combustione
Per il dimensionamento delle camere di combustione e post combustione i seguenti criteri sono
comuni a tutti i sistemi di combustione:
Input termico superficiale = Itc / superfice griglia
(non applicabile per forni rotanti )
42
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
assume valori variabili in funzione pel PCI e della tecnologia; valori indicativi sono:

650 - 750 kW/m² per griglie a gradini raffreddate ad aria

750 - 1100 kW/m² per griglie a gradini raffreddate ad acqua

1500 - 2500 kW/m² per griglie vibranti, griglie rotanti e letti fluidizzati bollenti.
Questo parametro definisce la sezione in pianta della camera di combustione.
2.7.1 Tempo di permanenza
E’ opportuno dimensionare la camera di combustione (zona compresa fra la griglia e la zona di
iniezione dell’aria secondaria) in modo da permettere che, in tutte le condizioni di progetto, i
prodotti della combustione abbiano un tempo di permanenza superiore ad 1 secondo calcolato sul
volume effettivo dei gas alla temperatura di combustione. La camera di Post combustione deve
essere dimensionata in modo da garantire che, in tutte le condizioni di progetto, i prodotti della
combustione abbiano un tempo di permanenza superiore a 2 secondi calcolato sul volume effettivo
dei gas alla temperatura di combustione. Al fine di limitare i trascinamenti di particelle di
dimensioni tali per cui non sia certo l’esaurimento della combustione li dimensionamento della
sezione trasversale della camera di post combustione deve essere tale da permettere velocità medie
dei fumi inferiori a 3 - 4 m/s (componente assiale).
2.7.2 Temperatura
Le temperature di combustione e post combustione devono essere controllate al fine di essere in
tutti i casi (anche ai carichi parziali) comprese fra 850°C e la temperatura di fusione delle ceneri.
Temperature inferiori ad 850°C non garantiscono il completamento della combustione e la
demolizione delle diossine, tanto che la normativa impone che in caso di temperatura inferiore ad
850°C deve essere automaticamente interrotta l’alimentazione dei rifiuti o acceso uno o più
bruciatori (a gas naturale o olio combustibile) che garantiscano il mantenimento della temperatura
oltre 850°C in tutta la camera di post combustione.
Temperature superiori a quelle di fusione delle ceneri sono da evitare in quanto le ceneri fuse,
trascinate dai fumi in forma di minuscole gocce, tenderebbero a condensare sulle pareti di scambio
termico raffreddate dal vapore a temperature inferiori a quella di fusione. Questo fenomeno dà
luogo a perdite incontrollate di efficienza di scambio con un incremento progressivo dello
sporcamento che impone la riduzione della potenzialità fino al fermo dell’impianto per consentirne
lunghe e costose operazioni di pulizia straordinaria.
In mancanza di dati specifici possiamo considerare che la temperatura di combustione dovrà essere
controllata fra:
950°C (per combustione di biomasse quali sansa di oliva o vinacce caratterizzate da alto
contenuto di sali basso fondenti di Sodio e Potassio nelle ceneri)
e
1150 - 1200°C per la combustione di legno o RSU e suoi derivati.
Per ottenere le Temperature di combustione e post combustione desiderate si deve agire su diversi
parametri di progetto al fine di consentire l’esercizio sicuro in tutte le condizioni previste dal
diagramma di combustione.
43
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
I parametri su cui è possibile agire sono:

scelta dei rivestimenti refrattari che devono sia permettere il massimo scambio termico (ai
massimi carichi) che garantire il mantenimento della temperatura oltre 850°C al carico
minimo

variazione della temperatura e dell’eccesso d’aria comburente
Ai massimi carichi, soprattutto con PCI elevati, il controllo della temperatura dei fumi richiede un
notevole aumento dell’eccesso d’aria e con sé l’aumento delle Pcs ovvero la riduzione del
rendimento. Per ovviare a quanto sopra l’incremento d’eccesso d’aria può essere sostituito dalla
iniezione in camera di combustione di un flusso di fumi (alla temperatura di 150 - 180°C) prelevati
a valle della caldaia o dal camino (sistema di Ricircolo Fumi) che può raggiungere il 30% della
portata Fc. Il sistema di ricircolo dal camino è più costoso sia come installazione che come esercizio
ma gestendo fumi “puliti” vede ridotti i problemi di manutenzione; la scelta dovrà essere valutata
caso per caso.
2.7.3 Tenore di Ossigeno
Un più alto tenore di Ossigeno libero nei fumi dà maggiori garanzie nel rispetto delle emissioni di
monossido di Carbonio (CO) ma per contro provoca l’aumento della formazione di ossidi di Azoto
(NOx) e la riduzione del rendimento. Il compromesso trovato dalla maggior parte dei costruttori
nell’ottimizzazione dei parametri di cui sopra sta nei valori indicati nel paragrafo sulla combustione.
2.7.4 Turbolenza
I parametri di Temperatura, Tempo di permanenza e Tenore di Ossigeno ottimizzano il risultato in
termini di efficienza di combustione (riduzione del CO) in presenza di elevata Turbolenza in camera
di post combustione.
A tale proposito è uso dividere l’aria comburente ma in due flussi detti Aria Primaria e Aria
Secondaria.
L’aria primaria viene iniettata sotto la griglia e quella secondaria all’imbocco della camera di post
combustione. Talvolta ,con lo stesso scopo, dall’aria secondaria può essere diviso un ulteriore flusso
detto aria terziaria.
La ripartizione fra aria primaria e aria secondaria può variare in un campo di rapporti variabile fra
50% - 50% e 75% - 25% di Ma in funzione di vari fattori quali la tipologia del combustibile, il
carico di esercizio e non ultimo la tecnologia propria dei diversi costruttori.
La scelta della ripartizione e della velocità di iniezione dell’aria secondaria sono parametri molto
importanti per l’ottenimento di una buona combustione, e meritano quindi la massima attenzione.
Perciò i fornitori più qualificati hanno sviluppato complessi modelli matematici di simulazione.
Un criterio di prima approssimazione per il dimensionamento degli ugelli di iniezione dell’aria
secondaria si può basare sulla generazione locale di una velocità media > di 10 m/s, dove
Vm = (Mf1* vf +Ma2*va2) / (Mf)
essendo Mf1 la portata di fumi provenienti dalla camera di combustione calcolati come somma
della portata di aria primaria + il combustibile + l’eventuale ricircolo fumi e vf1 e va2 sono
rispettivamente le velocità di Mf1 all’imbocco della camera di post combustione e va2 dell’aria
secondaria allo sbocco degli ugelli calcolate alle rispettive temperature.
44
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.7.5 Bilanci termici in Camera di combustione e Post combustione
La determinazione dello “sviluppo” della combustione dalla griglia al termine della camera di post
combustione è materia assai complessa e dipende da numerosi altri fattori legati al combustibile
oltre a quelli sopra menzionati ed ovviamente al carico di esercizio.
Questi fattori, principalmente la granulometrica l’umidità ed il contenuto di sostanze volatili,
influenzano significativamente il rilascio termico in camera di combustione e post combustione
richiedendo quindi di caso in caso diverse ripartizioni dell’aria comburente e del ricircolo fumi.
A titolo orientativo si può stimare che il rilascio termico in camera di combustione varia da 170 a
250 kW/m³ di camera per PCI da 2000 a 4000 kcal/kg ; questo ci permette di prevedere quale
frazione di Itc dovremo considerare nei bilanci termici della camera di combustione e post
combustione al fine di raggiungere e non superare le temperature di cui abbiamo parlato nel
precedente paragrafo.
Per il calcolo del calore scambiato dalle pareti di camera di combustione e post combustione
possiamo in prima battuta prescindere dalla ripartizione di cui sopra e calcolare il bilancio termico
complessivo delle due camere.
L’input termico in camera di combustione e post combustione deve considerare anche l’apporto del
ricircolo fumi:
detto
Irf = Mrf * Hrf
dove
Mrf = portata di fumi ricircolati (3kg/s nel nostro esempio)
Hrf = entalpia dei fumi ricircolati (210 kJ/kg a 190°C)
Irf = 3*210 = 630 kW
Detto inoltre
Mfc = Mf + Mrf = portata massica dei fumi
Mfc = 24,94+3=27,94 kg/s
Il bilancio termico delle camere di combustione e post combustione si calcola come :
Itt + Irf = Hfc * Mfc + Qcc + 0,5*Pic/100*Itt
dove
Hfc = entalpia dei fumi all’uscita della camera di post combustione
Qcc = calore scambiato
(kW)
Pic = perdite per incombusti
(%)
Nell’ equazione del bilancio termico, come vediamo, abbiamo due incognite: Hfc e Qcc.
Hfc e Qcc dipendono entrambe dalla Temperatura dei fumi e più precisamente.
Hfc dalla Temperatura dei fumi all’uscita della Post combustione (Tpc) e Qcc dalla temperatura
media dei fumi nelle camere Tmc.
45
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Dovremo procedere per iterazioni successive ipotizzando la Tpc; la Tmc potrà essere calcolata
come valor medio fra la Temperatura adiabatica di combustione (Tad) e Tpc.
Per il calcolo di Tad sarà sufficiente porre Qcc = 0.
Nel nostro esempio:
42808 + 630 = Hfc * 27,94 + 0,5*1,3/100*38900
Hfc = 1545 kJ/kg
Da cui
Tad = 1245 °C
Ipotizzando Tpc = 950°C Tmc = 1097°C.
Applicando quanto esposto al par. su aria comburente e fumi , il peso specifico dei fumi risulta
Pfc = 1,26 kg/Nm³
Quindi la portata volumetrica di fumi in caldaia vale
Wfc = Mfc / Pfc
Wfc = 2,2 Nm³/s che alla temperatura Tmc = 1097°C diventano
W = (273+1097)/273*22,2 = 111,4 mc/s
Per garantire le permanenze sopra raccomandate la camera di combustione dovrà avere un volume
di 112 m³ e quella di post combustione di 224 m³ .
Per il nostro esempio:
la griglia potrebbe essere raffreddata ad aria ed avrebbe una superficie di c.a.
38900/700 = 56 m² (lunghezza tipica c.a. 8,5 m quindi larghezza camera 6,8 m)
quindi la camera di combustione si svilupperà in altezza per 111/56 = 2m
Per rispettare i parametri di velocità la sezione della camera di post combustione deve essere
almeno 111,4/4 = 28 mq (larghezza = alla camera = 6,8m quindi profondità 4,1m)
ed il suo sviluppo verticale deve essere di 224/28 = 8m
La superficie di scambio termico delle pareti delle camere di combustione e post combustione vale
quindi:
Pareti laterali camera di combustione
Cielo camera di combustione
Pareti post combustione
Scc
(2*8,5*2)
+
(8,5*6,8-28)
+
(2*6,8*8+2*4,1*8) =
238 m²
46
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.8 trasmissione del calore
Il calore (Q) scambiato fra due fluidi attraverso una parete si calcola:
Q = K*S*DT
(kW)
dove
K = coeff. di scambio globale
S = superfice di scambio
(kW/m²°C)
(m²)
Dt = differenza di temperatura fra i due fluidi
(°C )
Calcolo del coefficiente di scambio globale K:
K = 1/[1/(aif+acf) + sp/cpar + sf/cf + 1/aci)]
dove
aif = coefficente di scambio per irraggiamento dei fumi
acf = coefficente di scambio per convezione dei fumi
sp = spessore della parete
(kW/m²°C)
(m)
cpar = conducibilità del materiale della parete
sf = spessore dello sporcamento (fouling)
cf = conducibilità delle ceneri
(kW/m²°C)
(kW/m°C)
(m)
(kW/m°C)
aci = coefficente di scambio per convezione interno al tubo
(kW/m²°C)
Per un calcolo rigoroso dei coefficienti di scambio per irraggiamento e per convezione sono
disponibili ampie ed approfondite trattazioni in bibliografia, possiamo tuttavia adottare una formula
empirica che consente un rapido primo dimensionamento.
2.8.1 Calcolo del coefficiente di scambio per irraggiamento dei fumi
Parametri essenziali del calcolo dell’irraggiamento sono

Temperatura dei fumi e della parete; ricordiamo che irraggiamento = f (Tk4)

Composizione del gas; con particolare interesse per il contenuto di vapor d’acqua

Spessore dello strato radiante
Aif = (0,06*Dtp + 0,1*Tp – 20) * (p*sr + 0,8)
47
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
dove:
p = coefficiente di umidità dei fumi = 0,0083*U + 0,15
sr = spessore dello strato radiante.
Per questa applicazione lo possiamo calcolare come il Diametro Idraulico del canale
Di = 4*A/P essendo A (m²) l’area e P (m) il perimetro delle sezione trasversale del canale
Nelle sezioni convettive l’irraggiamento è meno significativo e lo spessore dello strato radiante può
essere considerato pari all’interasse medio fra i tubi.
Tp = temperatura di parete del tubo (°C) = 30°C +Temperatura di saturazione dell’acqua
pressione di esercizio della caldaia
alla
Dtp = Tmc-Tp
nel nostro esempio:
abbiamo previsto una pressione del vapore alla presa di 40 bar quindi considerando
preventivamente 5bar di perdite di carico attraverso i surriscaldatori la pressione del vapore saturo
sarà di 45bar e conseguentemente Tsat = 257°C
Tp = 287°C
Dtp = 810°C
P = 0,23
Sr = 5,13 (post comb)
aif = 113 kW/m²°C
2.8.2 Calcolo del coefficiente di scambio per convezione dei fumi
Il coefficiente di scambio per convezione (Acf) è principalmente funzione della velocità di massa
dei fumi, della geometria e delle caratteristiche dei fumi.
La velocità di massa dei fumi si calcola come
Gf = Mfc / Area di passaggio
Acf = f (gf 0,6; conducibilità / viscosità; geometria)
All’interno delle camere di combustione e post combustione nonché in generale dei canali radianti
di termovalorizzatore la velocità è modesta e modesto risulta lo scambio termico per convezione; senza
commettere grossi errori possiamo considerare
Acf = 1 kW/m²°C / 1 m/s (canali radianti)
48
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Attraverso i banchi convettivi lo scambio per convezione è predominante ed il relativo calcolo
richiede maggior accuratezza risultando conseguentemente più complesso.
A titolo orientativo seguendo le indicazioni più avanti riportate per la scelta di geometrie e velocità
dei fumi possiamo identificare i seguenti valori
Acf = 30-35 kW/m²°C (per T fumi fra 700 e 400°C)
Acf = 35-40 kW/m²°C (per T fumi fra 400 e 150°C)
Per la verifica di casi di esercizio diversi dal moniale Acf potrà essere riparametrato in funzione
della nuova gf come:
Acf = Acf nominale * (gf nuova/gf nominale) 0,6
2.8.3 Scelta dei materiali refrattari
Dalla scelta dei materiali di rivestimento delle pareti dipendono sia lo scambio termico che
l’affidabilità dell’impianto, perciò una attenta scelta dei refrattari è molto importante per ottenere un
buon risultato in termini di prestazioni globali dell’impianto. I materiali refrattari un tempo più usati
erano a base silico alluminosa; tali materiali sono caratterizzati da buona resistenza alla temperatura
ma si sono dimostrati sempre meno adatti all’utilizzo come rivestimento delle camere dei
termoutilizzatori con l’aumento delle performances richieste e l’aumento del PCI dei rifiuti legato
all’evoluzione delle abitudini di vita ed all’affermarsi della raccolta differenziata dei rifiuti. I
materiali silico alluminosi hanno conducibilità termica relativamente bassa
(1,4 W/m°C ),
di conseguenza la loro temperatura superficiale lato fumi arriva a valori simili a quella dei fumi
stessi e l’assorbimento termico delle pareti molto limitato; in queste condizioni risulta molto più
probabile al creazione di condizioni favorevoli alla fusione delle ceneri con formazione di grandi
accumuli di ceneri agglomerate che ulteriormente inibiscono lo scambio termico. La presenza di
ceneri fuse risulta inoltre deleteria per la vita dello stesso refrattario in quanto la diffusione delle
ceneri fuse nella matrice granulare del refrattario ne inficia la resistenza meccanica causandone la
rottura. Nel corso degli ultimi anni hanno trovato sempre maggior applicazione materiali a base di
carburo di silicio. Questi materiali hanno conducibilità più alta riducendo i fenomeni di cui sopra.
Ancor più recentemente la ricerca di sempre migliori prestazioni ha portato allo sviluppo di
rivestimenti realizzati con speciali tavelle preformate sagomate sul profilo dei tubi della parete e
realizzate con materiali ad altissimo tenore di carburo di silicio (90%) e trattate termicamente in
atmosfera di azoto al fine di ottenere un prodotto ad altissima conducibilità e bassissima porosità.
Come è facile intuire il costo di fornitura ed installazione di questi rivestimenti è estremamente
elevato e solo la necessità di disponibilità di impianto e prestazioni molto elevate ne giustificano
appieno l’applicazione.
49
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Figura 2.2: Tipica tavella preformata.
Lo spessore delle tavelle o delle gettate è mediamente di 5 cm. In caso di utilizzo di tavelle deve
essere tenuta in conto la resistività termica dello strato di malta interposto fra tavella e tubi atto a
riempire gli interstizi e permettere la conduzione termica; tale spessore è mediamente pari a 0,5 cm.
La conduttività dei refrattari è funzione della temperatura media di esercizio. Si considera la
temperatura di esercizio media delle tavelle pari alla media fra fumi e malta e quella della malta pari
a quella del tubo + 30°C
50
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Nel nostro caso:
T tubo = 307°C
c malta = 5 W/m°C
T media tavelle = 702°C c tavelle = 19 W/m°C
Sp/cpar = 0,005/5 + 0,05/19 = 0,0036 (°Cm²/W)
2.8.4 Sporcamenti delle superfici di scambio termico
Lo sporcamento delle superfici di scambio dipende da più fattori spesso non facilmente monitorabili
quali la tipologia delle ceneri e le condizioni di esercizio oltre che dai parametri di progetto dal
tempo di esercizio ed ovviamente dall’efficienza dei sistemi di rimozione dei depositi. Per queste
ragioni per cui non ha senso definire dei valori univoci per la valutazione del fenomeno.
Tuttavia è comunque possibile stilare alcune linee guida applicabili in caso di una corretta
progettazione e gestione dell’impianto così da evitare fenomeni di accrescimento incontrollato dei
depositi lungo le pareti di scambio.
Molti progettisti introducono nel calcolo del K globale di scambio fattori di sporcamento espressi in
°C m² /W o efficienze di scambio espresse in % del K calcolato in condizioni pulite; personalmente
ritengo più intuitivo e sensibile considerare lo sporcamento come uno strato della superficie di
scambio con un proprio spessore ed una propria conducibilità termica.
Da numerose analisi di dati di esercizio di diversi impianti e da rilievi sugli stessi si è notato che lo
spessore dello strato è decrescente con la temperatura dei fumi e che anche la conducibilità dei
depositi è decrescente con la temperatura dei fumi.
51
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Le analisi di cui sopra hanno permesso di compilare la seguente tabella:
Zona della caldaia
Camera di
combustione
Temperatura
media fumi
Conducibilità
°C
W/m°C
950 - 1100
0,35 - 0,40
Con rivestimento
silico alluminoso
Con rivestimento in
getto SIC 80
Con rivestimento in
tavelle SIC nitrurate
Camera di post
combustione
900 - 1000
850 - 950
700 - 800
3-7
6 - 10
8 - 12
3-5
5-7
6-8
2-3
3-4
4-5
3-6
6-8
6-8
3-4
4-6
5-7
2-3
2-3
2-3
3-5
5-7
6-8
2-3
3-4
4-5
3-4
4-6
5-7
2-3
3-4
4-5
0,32 - 0,38
Tubi nudi
Con cladding in
Inconell 625
2° canale radiante
Spessori
Spessori
dopo 1500 dopo 8000
ore
ore
mm
mm
0,35 - 0,40
Con rivestimento
silico alluminoso
Con rivestimento in
getto SIC 80
Con rivestimento in
tavelle SIC nitrurate
1° canale radiante
(sopra la post
combustione)
Spessori
dopo 500
ore
mm
0,30 - 0,35
Tubi nudi
Con cladding in
Inconell 625
3° canale radiante
650 - 750
0,28 - 0,32
2-3
3-4
4-5
1° banco convettivo
600 - 700
0,26 - 0,28
2-3
3-4
4-5
2° banco convettivo
500 - 600
0,24 - 0,26
2-3
3-4
4-5
3° banco convettivo
400 - 500
0,22 - 0,24
1,5 - 2,5
3-4
4-5
4° banco convettivo
300 - 400
0,21 - 0,23
1,5 - 2,5
2,5 - 3,5
3-4
Economizzatore
150 - 300
0,20 - 0,22
1,5 - 2,5
2,5 - 3,5
3-4
52
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.8.5 Coefficiente di scambio interno ai tubi
Il coefficiente di scambio interno ai tubi è funzione sia del fluido che attraversa (conducibilità, cp,
viscosità) che della turbolenza del moto.
Per tubi flussati da acqua evaporante (tubi bollitori) il coefficiente di scambio è molto buono poiché
la formazione delle bolle di vapore conferisce una elevata turbolenza al flusso.
Il valore di pratico utilizzo è
10000 kW/m²°C
Per tubi flussati acqua NON evaporante (tubi di economizzatore) il coefficiente di scambio può
essere valutato pari a c.a.
1000 kW/m²°C per m/s di velocità dell’acqua
La velocità suggerita per garantire una omogenea distribuzione del flusso è di:
0,5 - 1 m/s calcolata al carico nominale
Per tubi flussati da vapore (tubi surriscaldatori) il coefficiente di scambio NON è altrettanto buono,
ragion per cui è necessario progettare i circuiti del vapore in modo da garantire velocità
sufficientemente elevate da assicurare il corretto raffreddamento del tubo che altrimenti deperirebbe
in breve tempo in quanto sia le caratteristiche meccaniche che la resistenza all’attacco di agenti
corrosivi contenuti nei fumi diminuiscono esponenzialmente con l’aumento di temperatura del
metallo.
Il coefficiente di scambio può essere valutato pari a circa:
150 kW/m²°C per m/s di velocità del vapore
Poiché aumentando la velocità aumentano al quadrato le perdite di carico la scelta della velocità
deve essere un compromesso fra coefficiente di scambio e perdite di pressione.
Il campo di velocità suggerito è di:
15 - 18 m/s calcolata al carico nominale nei banchi a più alta temperatura
10 - 15 m/s calcolata al carico nominale nei banchi a più bassa temperatura
53
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
2.9 Canali radianti
Poiché le ceneri dei rifiuti e di molte biomasse hanno un alto contenuto di sali basso fondenti
(temperature di rammollimento inferiori a 700 -800°C). A valle della camera di post combustione è
necessario installare una serie di canali, realizzati da pareti di tubi bollitori attraverso cui i fumi
cedono calore principalmente per irraggiamento, affinché le particelle di cenere trascinate dai fumi
si raffreddino a temperature inferiori a quella di rammollimento avendo le minime probabilità di
impattare contro una superficie “fredda” contro cui solidificano creando agglomerati che oltre a
ridurre drasticamente lo scambio termico possono addirittura ostruire il passaggio dei fumi tanto da
obbligare la fermata dell’impianto e costose operazioni di rimozione e pulizia. I canali radianti sono
normalmente dimensionati per una velocità dei fumi inferiore a 5 - 6 m/s e si sviluppano in 2, 3, 4
passi così da raffreddare i fumi a meno di 650°C. L’elevato contenuto di plastiche che contengono
cloro dei rifiuti porta ad una presenza significativa di acido cloridrico nei fumi. L’acido cloridrico
combinato con i sali basso fondenti risulta molto corrosivo delle pareti dei tubi soprattutto sopra una
determinata soglia di temperatura di film. Benché estremamente costosa, nel corso degli ultimi anni,
con la ricerca di sempre più spinte prestazioni degli impianti (maggiori pressioni e temperature di
vapore così da avere maggiori efficienze elettriche) si è sempre maggiormente affermata la pratica
di proteggere le superfici a rischio corrosione con riporti saldati di superleghe (INCONEL 625 o
simili) ad alto tenore di Nichel. Grazie a tale pratica i più moderni impianti sono progettati per
pressioni superiori a 70 bar e temperature di vapore di 450°C. L’applicazione di queste protezioni è
consigliata là dove la temperatura dei fumi è prevista superiore a circa 850°C.
2.10 Sezioni convettive
A valle dei canali radianti si installano i banchi di scambio attraverso i quali il calore è ceduto dai
fumi principalmente per convezione.
Figura 2.3: Corrosione nei tubi.
54
Criteri di progettazione della caldaia a biomassa
Usualmente la sequenza dei banchi vista lato fumi è la seguente:

1° banco evaporatore

3° banco surriscaldatore (equicorrente così da limitare le temperature di parete)

2° banco surriscaldatore

1° banco surriscaldatore

2° evaporatore

banchi economizzatori
Poiché causa della variabilità delle condizioni di esercizio non è sarebbe possibile produrre vapore a
temperatura costante , come necessario per un corretto funzionamento del turbogeneratore, si è
costretti a sovradimensionare i surriscaldatori per le peggiori condizioni (minimo carico con caldaia
pulita) e controllare le temperature intermedie e finale tramite l’iniezione di acqua di
attemperamento nei tubi di collegamento fra il 1° e il 2° banco e fa il 2° e 3° banco.
I tubi dei banchi sono disposti verticalmente così da ridurre il deposito di ceneri; il loro n°,
diametro, lunghezza, spaziatura sono scelti così da ottenere:

velocità dei fumi inferiori a 5 - 6 m/s

velocità del vapore 10 - 18 m/s (vedi sopra)

spazio libero fra i tubi superiore al diametro degli stessi
I diametri esterni e gli spessori dei tubi normalmente usati sono:

tubi evaporatori

tubi surriscaldatori

tubi economizzatori
de*s mm
51 * 5; 48,3 * 5,08
de*s mm
38 * 4; 42,2 * 4,85; 48,3 * 5,08
de*s mm
31,8 * 4; 38 * 4; 42,2 * 4,85
Sotto ai banchi convettivi vengono installate una serie di tramogge atte a raccogliere le ceneri che
dopo essersi depositate sui tubi vi cadono per gravità quando i sistemi di pulizia automatica
intervengono.
I sistemi di pulizia possono essere di due tipi:


pneumatici
meccanici
I sistemi pneumatici consistono in getti di vapore o aria compressa ad alta pressione che “soffiano”
le polveri sui tubi. Questi sistemi a lungo preferiti in passato oggi vengono meno usati a causa del
consumo di energia che richiedono in termini di potenza assorbita dal compressore in caso di aria
compressa o di mancata produzione elettrica in caso di vapore che risulta sottratto alla produzione
elettrica. I sistemi meccanici consistono in percussori che ciclicamente scuotono i tubi di scambio
provocando il distacco dei depositi di cenere. I percussori agiscono sui fondelli dei collettori a cui
fanno capo i tubi.
55
Dimensionamento boiler e impianto
CAPITOLO 3
Dimensionamento boiler e impianto
3.1 Introduzione
In questo capitolo ci occuperemo di descrivere in dettaglio il generatore di vapore con griglia di
combustione di biomasse vegetali vergini.
La fornitura del generatore comprende tutti i sistemi necessari per un funzionamento regolare ed
una lunga disponibilità, iniziando dal sistema di carico delle biomasse sino all’uscita dei fumi dal
generatore di vapore.
Abbiamo basato il progetto ed il layout dell’impianto sui seguenti parametri fondamentali:



ottenere un’ alta disponibilità della produzione di energia;
per ottenere un elevato rendimento termico;
per rispettare le norme generali e locali in materia di sicurezza e impatto ambientale.
Il progetto del generatore prevede le seguenti caratteristiche:




caldaia con griglia travelling (o rotograte);
sezione convettiva di tipo orizzontale;
sezione economizzatore di tipo verticale;
sezione preriscaldo aria comburente con batteria acqua alimento e riscaldatore finale posto a
valle dell’economizzatore di tipo aria/fumi verticale.
Il progetto del sistema e i dati di progetto sono basati sulle seguenti condizioni:
Località
Italia Meridionale
Installazione
Outdoor
Temperatura di riferimento
25 °C
Temperatura min/max
0°C ÷ 34 °C
Umidità relativa di riferimento
45 %
Umidità relativa min/max
20 ÷ 100 %
Pressione barometrica di progetto
1013 mbar
Altitudine
20 m s.l.m.
Vento
1,6 m/s – SO
56
Dimensionamento boiler e impianto
3.2 Caratteristiche del combustibile
Il combustibile utilizzato sarà cippato di legna, segatura e sunflower seeds press cake (torta di semi
di girasole). Questo combustibile conterrà alcune impurità proveniente dal processo di estrazione,
approssimativamente il 2-3% della composizione finale.
La caldaia sarà inoltre progettata per funzionare con i seguenti combustibili:
MIX 1 (composizione di riferimento)
 47%
sunflower seeds press cake (torta di semi di girasole)
 53,7% cippato di legna
 34,3% di umidità
La composizione del combustibile di riferimento è:
Composizione
combustibile di
riferimento
46,3%cake
53,7% wood
Legna naturale
Sunflower seeds
press cake
40%-100%
0%-60%
% weight
% weight
% weight
Carbon C
30,95
25,5
45,4
Hydrogen H
3,92
3,11
5,92
Oxygen O
24,46
21,41
32,08
Nitrogen N
1,36
0,37
3,76
Sulphur S
0,10
0,03
0,275
Chlorine CL
0,05
0,0275
0,1
5
5
4,95
34,30
45
8,2
100
100
100
11060
8375
17600
270 - 370
200 - 300
350 - 450
Tipo di combustibile
Fuel mixture % of thermal load
Analysis as fired
Ash
Moisture
Total
Lower Heating Value (kJ/kg)
Estimated bulk density
kg/m3
57
Dimensionamento boiler e impianto
MIX 2
 47%
sunflower seeds press cake con l’8,2% di umidità
 53,7% cippato di legna con il 45% di umidità
MIX 3
 13,3% sunflower seeds press cake con il 50% di umidità
 86,7% cippato di legna con il 50% di umidità
3.3 Programma per WHB
Per il dimensionamento della caldaia è stato necessario l’utilizzo di fogli elettronici di calcolo
costruiti con excel. L’azienda dispone al suo interno di questo tipo di programmi, realizzati e
diversificati a seconda della geometria e dei componenti delle varie tipologie di caldaie
commercializzate. Il foglio di calcolo di una caldaia a combustibile solido considererà la parte
convettiva come un recupero dai fumi provenienti da una griglia o un letto fluido, con il numero e la
disposizione dei banchi come da standard per questa tipologia. I programmi esaminati utilizzano
come dati principali in ingresso le condizioni ambientali di riferimento, la quantità e le
caratteristiche del vapore richiesto dall’utenza e l’analisi chimica del combustibile utilizzato;
vengono poi inseriti i dati geometrici e costruttivi per ogni banco di volta in volta esaminato. Viene
così svolto un processo iterativo che porta alla convergenza dei valori del calore scambiato dai
fumi, del calore ricevuto dall’acqua/vapore, e di quello scambiato attraverso la superficie
disponibile; è proprio il confronto tra questi tre valori che porta per tentativi alla determinazione
delle temperature dei fumi e della geometria di ogni componente del progetto. E’ presente inoltre
una sezione dedicata alle perdite di pressione lato acqua/vapore e fumi, per la successiva
determinazione della prevalenza necessaria da dare ai ventilatori; importante è poi la parte dedicata
all’analisi dei fumi, nella quale è possibile determinare la presenza degli effluenti della caldaia quali
per esempio gli ossidi di zolfo, necessari per la determinazione del punto di rugiada.
3.3.1 Dati di progetto
Il progetto del sistema e i dati di progetto per il carico massimo continuo sono basati sulle seguenti
condizioni:
Produzione lorda di vapore
t/h
83,0
Input termico
MWt
73,0
Pressione di vapore
bar (a)
122
Temperatura vapore surriscaldato
500
Entalpìa vapore surriscaldato
°C
kcal/kg
799,4
Temperatura acqua alimento
°C
210
Temperatura aria alimento
°C
208
Temperatura di riferimento
°C
25
Rendimento ipotizzato
Rendimento calcolato
%
88,80
%
90,8
58
Dimensionamento boiler e impianto
Viene ipotizzato un rendimento con il quale vengono eseguiti i calcoli, esso dovrà poi convergere
con quello calcolato considerando le varie perdite.
Per la determinazione del potere calorifico del combustibile e della composizione dei fumi, viene
inserita l’analisi del combustibile.
3.3.2 Analisi del combustibile
COMPOSTO
CHIMICO
FORMULA
CHIMICA
% PESO
P.C.I.
kJ/kg
CONTRIBUTO
COMPONENTI
Carbonio
C
31,70
33830
10724,11
Idrogeno
H2
4,00
119000
1040,21
Zolfo
S
0,10
9420
94,20
Ossigeno
O2
24,46
0
0
Azoto
N2
1,36
0
0
Cloro
Cl
0,05
0
0
Anidride
Carbonica
CO2
0,00
0
0
Ossido Carbonio
CO
0,00
10122
0
Anidride Solforosa
SO2
0,00
0
0
Ossidi Azoto
NO2
0,00
0
0
Ceneri
5,00
0
0
Char
0,00
0
0
33,30
-2428
-808,52
kJ/kg
11050
kcal/kg
2639,25
Acqua
H2O
P.C.I.
Aria Teorica
kg aria/kg
Indice d’aria
4,01
1,35
Pressione atmosferica
bar
1,013
Temperatura di riferimento
°C
25
Umidità relativa
%
45,63
kg H₂O/kg aria
0,0090
kg aria/kg
5,39
kg
1
kg fumi/kg
6,39
Massa acqua/massa aria secca
Aria totale di combustione
Peso combustibile
Fumi totale combustione
59
Dimensionamento boiler e impianto
COMPOSIZIONE FUMI
Nm³/kg
%
% massica anidride carbonica
0,591787695
11,84
% massica anidride solforosa
0,000699336
0,01
% massica acqua
0,859408807
17,19
% massica ossigeno
0,225218659
4,51
% massica azoto
3,321627364
66,45
kg/Nm³
1,26581
%
10,91
% acqua nei fumi
%H₂O
17,1925
% SO2 nei fumi
%SO₂
0,0140
%
3,6
mmH₂O
-500
°C
133
Peso specifico fumi
Umidità fumi % peso
CALCOLO DEL DEW POINT
% di conversione massica SO₂ -> SOз
Pressione dei fumi
Temperatura di dewpoint
Per la determinazione della temperatura dei fumi all’uscita della camera di combustione viene
realizzato un bilancio tra il calore scambiato dai fumi e il calore assorbito dall’acqua, con la
possibilità di modificare lo spessore e l’estensione del materiale refrattario da inserire nella zona
sopra la griglia.
3.4 Struttura della caldaia a biomassa
In questo paragrafo andremo a fare una breve descrizione di tutti i componenti della nostra caldaia a
biomassa. Innanzitutto la griglia di combustione sulla quale verrà bruciato il combustibile sarà di
tipo travelling (chiamata anche rotograte).
Figura 3.1: Rappresentazione della griglia rotograte.
60
Dimensionamento boiler e impianto
Caratteristiche principali della griglia:
Larghezza
7m
Lunghezza
7m
Area
49 m²
Calore rilasciato per unità di volume
78 kW/m³
Calore rilasciato per la superficie della griglia
1567 kW/m²
Il sistema di produzione vapore unisce le superfici di scambio termico posizionate nella zona
radiante con le superfici facenti parte della sezione convettiva della caldaia.
Il generatore di vapore è previsto con camera di combustione che comprende la griglia appena
descritta. Sopra la camera di combustione si sviluppa la camera di post-combustione; il tutto è
costituito da tubi lisci uniti tra loro mediante interposta aletta saldata longitudinalmente in modo da
ottenere una struttura membranata costituente una camera a tenuta.
L’isolamento refrattario di questa sezione del generatore consente di evitare la combustione
incompleta nelle zone fredde che tendono a formarsi in corrispondenza delle pareti metalliche.
I tubi costituenti le superfici di scambio della camera di combustione sono collegati ai collettori
mediante saldatura.
I fumi passano quindi attraverso una sezione radiante composta da due canali: il 2° canale sarà il
surriscaldatore SH3 in controcorrente che ne abbassa la temperatura fino ad approssimativamente
777°C prima di entrare nella sezione convettiva, nella quale attraversano dapprima 3 fasci RH che
fungono da schermo e abbassano la temperatura a circa 545°C prima di entrare nel 2° banco
surriscaldatore in controcorrente.
Il surriscaldatore è suddiviso in tre stadi con 1’attemperatore intermedio che regola la temperatura
del vapore fino alla temperatura finale richiesta. Il surriscaldatore caldo (SH3) è installato in
controcorrente rispetto ai fumi così come gli altri banchi (SH2 – SH1).
Abbiamo previsto anche una valvola di sfiato del vapore surriscaldato finalizzata a mantenere il
flusso durante l’avviamento.
E’ previsto un sistema di pulizia meccanico a martelli per mantenere pulite le superfici dei tubi dei
banchi surriscaldatori ed evaporatori.
Le ceneri rimosse dai tubi cadono nelle tramogge ceneri e sono costantemente smaltite.
L’economizzatore a tubi lisci porta la temperatura dell’acqua alimento prossima alle condizioni di
vaporizzazione, prima del suo ingresso nel corpo cilindrico. I passi tra i tubi sono mantenuti
opportunamente larghi per assicurare un’adeguata pulizia delle superfici di scambio.
Un sistema di pulizia mediante soffiatori a vapore viene fornito per mantenere pulite le superfici dei
tubi dei banchi economizzatori.
All’uscita dell’economizzatore, i fumi passano attraverso un preriscaldatore d’aria che ne abbassa la
temperatura fino a circa 155°C.
L’aria comburente, già preriscaldata fino a circa 70°C mediante scambio termico con l’acqua di
alimento viene riscaldata fino a circa 155°C.
61
Dimensionamento boiler e impianto
3.4.1 Bilancio in camera di combustione
Volume camera di combustione
m³
260,0
kW/m³
197
kg/h
95293
Altezza camera fino aria secondaria
m
5
Larghezza griglia
m
7
Lunghezza utile griglia
m
7
Area griglia
m²
49
kW/m²
1567
Temperatura saturo
°C
332
T ingresso fumi
°C
1479,6
T uscita fumi prevista
°C
1479,6
Umidità fumi in peso
%
10,9
Hi fumi
kcal/kg
452,7
Hu fumi
kcal/kg
452,7
T film fumi
°C
619
Portata fumi
kg/h
93618
Larghezza canale
m
7
Lunghezza canale
m
7
Area pass. Fumi
m²
49
Cp medio fumi
kcal/kg°C
0,327
Conducibilità fumi
kcal/mh°C
0,052
kg/mh
0,136
m
7,000
m/s
2,66
kg/m²h
1911
Reynolds
n°
98572
Prandtl
n°
0,859
kcal/h
43938091
Specific heat released
Aria teorica totale
Carico termico fuel + aria
Viscosità fumi
Diametro idraulico
Velocità fumi
Velocità di massa
Calore scambiato
62
Dimensionamento boiler e impianto
3.4.2 Bilanci di post-combustione
Fumi da camera
kg/h
92845
kcal/kg
452,7
kg/h
7135
Calore entrante
kcal/h
18830610
Aria secondaria
kg/h
51313
T aria secondaria
°C
208
kg/h
0
larghezza
m
7,9
profondità
m
6,9
Area gola
m²
55
n° nozzles aria secondaria
n
60
Velocità aria secondaria
m/s
27
Dp aria secondaria
daPa
41
Altezza post combustione
m
7
Larghezza
m
7,9
Profondità media
m
6,9
m/s
3,43
Permanenza in postcombustione
s
2,04
Area sezione post combustione
m²
54,51
kcal/m²h°C
263859,20
Hi
Portata di combustibile
Fumi ricircolati
GOLA
Velocità in post combustione
q’ rad
Al fine di garantire la completa combustione, la camera di combustione sarà schermata con il
refrattario (60% Al2Oз) opportunamente ancorato alle pareti. Le pareti radianti sono dimensionate,
in termini di superfici e volumi, per garantire la massima affidabilità di funzionamento anche in
condizioni di esercizio gravose. Sono completamente costituite da pareti a tubi d’acqua
appositamente sagomate e saldate tra loro.
Le parti principali di tali canali sono:




parete frontale, posteriore e tetto collegate al corpo cilindrico tramite tubazioni saldate;
pareti laterali collegate al corpo cilindrico tramite tubazioni saldate
tubi di circolazione acqua e vapore di collegamento dei collettori al corpo cilindrico
drenaggi
Sulle pareti radianti saranno previste aperture per:
 portina di accesso con muratura a secco
 portine di osservazione con mica o vetro resistente al calore e raffreddamento ad aria
63
Dimensionamento boiler e impianto
Per poter accettare possibili condizioni anomale di funzionamento in sovrappressione o depressione
interne, sarà previsto un sisterma di cinturazione dell’unità a diversi livelli in modo da assicurare
l’indeformabilità delle pareti senza, però, ostacolarne le dilatazioni generate dalle escursioni
termiche da caldo a freddo e viceversa.
3.4.3 Canali radianti
Temperatura
saturo
°C
Rivestimento
1° CANALE
2° CANALE
2° CANALE
PLATENS
270
270
270
no
no
no
Ti Fumi
°C
1264,1
1075,9
1075,9
Tu fumi prevista
°C
1076
777
777
Umidità fumi in
peso
%
10,91
10,91
10,91
Hi fumi
kcal/kg
378,5
315,9
315,9
Hu fumi
kcal/kg
315,9
221,0
221,0
T film fumi
°C
495
434
559
Portata fumi
kg/h
151293
151293
151293
n
88
88
88
De
mm
60
60
60
Passo
mm
90
90
90
Larghezza canale
m
8,010
8,010
8,010
n° tubi profondità
n
78
34
34
De
mm
60
60
60
Passo
mm
90
90
90
Profondità canale
m
7,020
3,060
3,060
Altezza canale
m
6
17
0
Platens
n
8
de
mm
60,3
passo
mm
100
n° tubi/platen
n
24
larghezza platens
m
2,4
altezza platens
m
17
superficie
sviluppata
platens
m²
618,0
n° tubi larghezza
64
Dimensionamento boiler e impianto
1° CANALE
2° CANALE
2° CANALE
PLATENS
superficie
proiettata platens
m²
altre superfici
proiettate
m²
106
0
0
superficie
proiettata
m²
286,36
376,38
393,6384
velocità fumi
m/s
3,1
5,9
5,9
permanenza
s
1,9
2,9
0,0
kcal/m²h
145535,61
34011,54
28893,80
kcal/m²h°C
38,9
30,8
41,9
calore scambiato
kcal/h
9459466
7025156
7265309
calore ceduto dai
fumi
kcal/h
9459466
14357436
14357436
calore ceduto dai
fumi
kW
10999,38
8168,79
8448,03
DaPa
0,2
1,0
0,8
q’ rad
k
dp fumi
393,6
All’uscita dalla zona di combustione i fumi entrano nei canali radianti il primo discendente ed il
secondo ascendente. La tipologia dei canali radianti è simile a quella della camera di combustione.
3.4.4 Surriscaldatore
u.d.m.
SH3
SH2
SH1
kg/h
151293
151293
151293
T ingresso fumi
°C
1075,9
544,0
467,0
T uscita fumi
°C
777,0
467,0
417,0
Calore utile
scambiato
kw
10428
3788
2427
Portata fluido
secondario
kg/h
83000
79000
79000
T ingresso fluido
°C
364
345
329
P ingresso fluido
bar(a)
122,60
125,30
127,20
T uscita fluido
°C
500,0
386,0
345,0
Pressione uscita
vapore
bar(a)
122,0
122,80
125,50
Dp atteso
bar
0,60
2,50
1,70
Dp calcolato
bar
3,14
1,65
1,08
Portata fumi
65
Dimensionamento boiler e impianto
u.d.m.
SH3
SH2
SH1
Calore assorbito
kW
10231
4355
2567
Diametro esterno
tubi
mm
60
51
51
Spessore tubo
mm
7
5
4
Lunghezza tubi
m
17
7
7
Passo trasversale
m
0,1
0,120
0,120
Tubi trasversali
n°
8
40
40
Larghezza canale
m
8,000
4,800
4,800
Passo
longitudinale
m
0,120
0,120
0,120
Ranghi
n°
24
18
18
Lunghezza
canale
m
17
2,5
2,5
Tubi di fluido
interno
n°
24
40
40
Conducibilità
sporcamento
kcal/hm°C
0,3
0,25
0,25
Spessore
sporcamento
mm
2,50
2,50
4,00
Velocità media
esterna
m/s
1,1
5,2
5,0
Velocità media
interna
m/s
13,2
7,4
5,5
Reynolds interno
n°
1019648
738405
743735
Prandtl interno
n°
1,00
1,36
1,78
Coefficiente di
adduzione gas
kcal/hm°C
10,8
34,9
34,7
Coeff. di
adduzione
interno tubi
kcal/hm°C
2092,0
2053,2
2521,1
Coefficiente di
scambio globale
kcal/hm°C
52,8
29,9
24,7
kW/m²
30,1
4,8
3,0
Superficie
installata
m²
615
807
807
Calore assorbito
dal fascio
kW
18509
3906
2415
Flusso termico
(solo fascio)
66
Dimensionamento boiler e impianto
u.d.m.
SH3
SH2
SH1
Superficie canale
m²
370,0
35,0
35,0
Calore assorbito
dal canale
kW
11129
169
105
Calore scambiato
kW
29638
4076
2519
Calore ceduto dai
fumi
kW
16698
3952
2532
Perdite di carico
gas
daPa
0,1
2,2
2,3
3.4.5 Economizzatore e riscaldatori fumi/acqua e aria
u.d.m.
ECO 2
ECO 1
RISCALDO
FUMI/ACQUA
RISCALDO
ARIA
kg/h
151293
154293
157991
157991
T ingresso fumi
°C
417,0
329,0
221,0
240,0
T uscita fumi
°C
329,0
230,0
240,0
155,0
Calore utile
scambiato
kW
4291
4929
-954
4259
Portata fluido
secondario
kg/h
79415
83965
66600
116284
T ingresso fluido
°C
256
210
294
80
P ingresso fluido
bar(a)
135,00
135,00
146,00
1,00
T uscita fluido
°C
294
256
284
208
Pressione uscita
vapore
bar(a)
134,64
134,64
146,00
Dp atteso
bar
1,00
1,00
1,00
0,0
Dp calcolato
bar
4,7
0,4
-
0,0
Calore assorbito
kW
4291
4929
-954
4268
Diametro esterno
tubi
mm
38
38
-
38
Spessore tubo
mm
4
4
-
3
Lunghezza tubi
m
7
6,5
-
5,8
Passo trasversale
m
0,080
0,080
-
0,050
Tubi trasversali
n°
60
54
-
96
Larghezza canale
m
4,80
4,320
-
4,80
Passo
longitudinale
m
0,090
0,100
0,100
0,050
Portata fumi
67
Dimensionamento boiler e impianto
u.d.m.
ECO 2
ECO 1
RISCALDO
FUMI/ACQUA
RISCALDO
ARIA
Ranghi
n°
30
30
30
54
Lunghezza canale
m
2,5
0,0
0,0
1,0
Tubi di fluido
interno
n°
30
54
0
5184
Conducibilità
sporcamento
kcal/hm°C
0,25
0,25
0,25
0,25
Spessore
sporcamento
mm
3,50
1,50
1,50
0,5
Velocità media
esterna
m/s
5,3
5,0
-
9,6
Velocità media
interna
m/s
1,35
0,73
-
9,15
Reynolds interno
n°
318924
156406
-
10280
0,82
0,83
0,84
1,47
Prandtl interno
Coefficiente di
adduzione gas
kcal/hm°C
39,3
40,0
-
20,7
Coeff. di
adduzione interno
tubi
kcal/hm°C
9233,7
5688,5
-
37,3
Coefficiente di
scambio globale
kcal/hm°C
26,7
33,0
-
12,7
kW/m²
3,0
1,6
-
0,7
Superficie
installata
m²
95,9
41,0
-58,7
50,5
Calore assorbito
dal fascio
kW
4477
1981
-
2673
Superficie canale
m²
35,00
0,0
0,0
0,0
Calore assorbito
dal canale
kW
10
0
0
0
Calore scambiato
kW
4581
1981
-
2673
Calore ceduto dai
fumi
kW
4391
4954
-959
4259
Perdite di carico
gas
daPa
4,6
4,8
-
19,9
Flusso termico
(solo fascio)
68
Dimensionamento boiler e impianto
Una volta analizzata sia termicamente che geometricamente la zona dei canali radianti e la zona
convettiva, rappresentiamo ora graficamente la successione dei banchi della caldaia in modo tale da
avere una visione complessiva più chiara.
SH2 controcorrente PLATENS
RH2 equicorrente
RH2 controcorrente
RH1 controcorrente
SH2 controcorrente
DESH 2-3
SH1 controcorrente
ECO 2 controcorrente
RISCALDATORE Aria controcorrente
RISCALDO Fumi - H2O alettato controcorrente
69
Dimensionamento boiler e impianto
3.5 Schema Boiler
SH3
Alimentazione
combustibile
HP
HRH2b
P
RH2a
RH1
SH2
SH1
ECO
HP
HP
2
ECO1
E
O
1
Griglia travelling
Da questo disegno semplificato possiamo notare bene la struttura della caldaia dall’alimentazione
del combustibile fino all’ultimo banco di tubi rappresentato dall’ECO 1.
70
Dimensionamento boiler e impianto
3.6 Casi di funzionamento
In questo paragrafo faremo un riassunto numerico di tutti i parametri della caldaia valutati al 100%
dell’NCR (sul quale abbiamo fatto lo studio termico nei paragrafi precedenti) e, in aggiunta, faremo
un confronto con altri 2 casi di funzionamento:
1) Boiler load al 105% dell’NCR
2) Boiler load al 70 % dell’ NCR
Nello specifico andremo a vedere i dati di input principali, le condizioni del vapore, l’acqua di
alimento e l’acqua di caldaia, le condizioni dei fumi e dell’aria di combustione, l’efficienza del
boiler ai diversi carichi e gli autoconsumi totali.
Steam data
u.d.m.
100% NCR
105% NCR
70% NCR
t/h
83
87
59
bar (a)
120
120
122
HP steam
temperature, SH
outlet
°C
500
500
500
HRH steam flow,
RH outlet
t/h
81,4
84,8
60,3
bar (a)
22
22
22
HRH steam
temperature, RH
outlet
°C
500
500
460
CRH steam flow,
RH inlet
t/h
80,9
84,6
60,3
CRH steam
pressure, RH inlet
bar (a)
24
23
23
CRH steam
temperature, RH
inlet
°C
280
280
280
Reheater pressure
drop
bar
1
1
1
u.d.m.
100% NCR
105% NCR
70% NCR
t/h
84
87,8
59,3
bar (a)
139
139
137
HP steam flow, SH
outlet
HP steam pressure,
SH outlet
HRH steam
pressure, RH outlet
Feed water and
boiler water data
Feed water flow,
eco inlet
Feed water
71
Dimensionamento boiler e impianto
pressure, eco inlet
Feed water
temperature, eco
inlet
°C
210
205
208
Flue gas data
u.d.m.
100% NCR
105% NCR
70% NCR
Flue gas flow,
boiler outlet
t/h
155
162,5
112,8
Flue gas
temperature, boiler
outlet
°C
329
335
287
t/h
158
166
115,1
Combustion air
data
u.d.m.
100% NCR
105% NCR
70% NCR
Primary air flow,
boiler inlet
t/h
65
68,8
43,9
Primary air
temperature, boiler
inlet
°C
208
208
208
Secondary air
flow, boiler inlet
t/h
51,3
53,9
37,2
°C
208
208
208
u.d.m.
100% NCR
105% NCR
70% NCR
Boiler efficiency
%
90,8
91,0
90,0
In-house power
consumption
kW
1286
1376
1025
Flue gas flow at
stack
Secondary air
temperature, boiler
inlet
Load data
72
Dimensionamento boiler e impianto
3.7 Emissioni al camino
I valori limite di emissioni in uscita caldaia sono i seguenti, al Normal Continuous Rate (NCR) e
utilizzando combustibile a specifica:
U.M. ref 11%vol. O₂
dry
Media giornaliera
Media oraria
Particolato
mg/Nm³
5
16
COT
mg/Nm³
8
16
CO
mg/Nm³
90
180
Ossidi di azoto NO₂
mg/Nm³
90
160
Ossidi di zolfo SO₂
mg/Nm³
10
50
Ammoniaca NHз
mg/Nm³
3
3
3.8 Linea trattamento fumi
Il presente paragrafo ha lo scopo di indicare i componenti necessari per il sistema di trattamento
fumi, in modo da comprendere meglio quali componenti aggiuntivi dovranno essere considerati
nella trattazione relativa alla pianificazione degli interventi.
LIMITI RELATIVI ALLE PRINCIPALI EMISSIONI PER IMPIANTI A BIOMASSA
Inquinante (rif.11% O₂)
Limite Pn > 50 MWt (mg/Nm³)
NOx
150
NHз
5
CO
50
SO₂
25
Polveri
5
73
Dimensionamento boiler e impianto
Figura 3.2: Linea trattamento fumi.
I fumi in uscita dall’ ECO 2 della caldaia ed entranti nell’elettrofiltro (ESP) hanno le seguenti
caratteristiche:
DATI DI PROGETTO:
Temperatura
340° C
Pressione
-100 mmH₂0
Pressione amb. 1011,04 mbar
Portata:
1)Wet
147688 Nm³/h – 187000 kg/h
2)Dry
123777 Nm³/h – 167798 kg/h
COMPOSIZIONE DEI FUMI:
MW %vol.
Nm³/h
mg/Nm³
% w.
kg/h
kmol/h %vol.
% w.
O₂
Ossigeno
32
5,450
8049
77809
6,15
11491
359
6,50
6,85
N₂
Azoto
28
67,20
99246
839475
66,30
123981
4428
80,18
73,89
CO₂
Anidride
carbonica
44
11,15
16467
218881
17,29
32326
735
13,30
19,26
H₂O
Acqua
18
16,19
23911
130017
10,27
19202
1067
-
-
99,99
147673
100
187000
6588
100
100
TOT
74
Dimensionamento boiler e impianto
CALORI SPECIFICI DEI FUMI:
Calore specifico
WET (kcal/kg)
DRY (kcal/kg)
Flue gas
0,261
0,240
O₂
0,221
0,221
N₂
0,249
0,249
CO₂
0,212
0,212
H₂O
0,449
0,449
Calcolati a temperatura di 340° C
Densità:
0,558 kg/m³ - 1,266 kg/Nm³
Peso molecolare: 30,0 g/mol
3.8.1 Descrizione del sistema
Secondo la specifica del cliente il sistema di trattamento fumi sarà completo di:




Elettrofiltro (ESP)
Reattore con iniezione di bicarbonato di sodio
Filtro a maniche
Denox SCR con sezione per ossidazione CO (Catox)
Secondo i dati comunicati dalla PENSOTTI FCL, il sistema è strutturato nel seguente modo:




Elettrofiltro (ESP) sui fumi a 340°C in uscita dall’ECO2 per la rimozione mediante
precipitazione elettrostatica delle ceneri volanti e polveri fini contenute nel flusso
gassoso.
Reattore verticale con iniezione a secco di bicarbonato di sodio per la riduzione degli
inquinanti acidi, con la possibilità di iniettare eventualmente carbone attivo.
Filtro a maniche con gli opportuni sistemi di preriscaldo e di riscaldo tramogge per
l’abbattimento delle polveri residue da ESP ed iniettate nel reattore verticale.
Reattore catalitico selettivo (SCR) e relativo sistema di iniezione della soluzione
ammoniacale per la riduzione degli ossidi di azoto, contenente anche l’alloggiamento
dell’eventuale sezione per la ossidazione catalitica del CO.
75
Dimensionamento boiler e impianto
3.8.2 Elettrofiltro
Figura 3.3: Esempio di elettrofiltro.
L’elettrofiltro sarà realizzato sulla base dei seguenti dati di progetto:
Portata dei fumi
147688 Nm³/h
Velocità dei fumi
0,83 m/s
Massima caduta di pressione
35 mm H₂O
Temperatura
340 °C
Temperatura massima
350° C
Superficie
5098 m²
Campi
3
Altezza campi
10 m
Lunghezza campi
3 x 3035 m
Canali dei fumi
28
Piatti di raccolta
609
Elettrodi
588
Dimensione di ogni trasformatore raddrizzatore
1000/ 400 mA/ kV
Potenza
3 x 88 kW
Efficienza
98,67 %
Isolanti per elettrodi
6
Batteria elettrica per gli isolanti di preriscaldo
1 x 40 kW
Ventilatori per il preriscaldo
1 x 3 kW
Termostati di controllo per gli isolanti
2
76
Dimensionamento boiler e impianto
Tracciature tramogge con cavo elettrico
2 x 20 kW
Pressione di progetto rivestimento ESP
-800 mm H₂O
Misure
W 11400 x L12300 x H16800
Figura 3.4: Disegno schematico di un ESP.
Il filtro elettrostatico o elettrofiltro è un sistema di depurazione che permette la separazione del
flusso di gas (fumi) in ingresso dalle particelle inquinanti. Le particelle possono essere sia solide
che liquide. Il sistema, attraverso una differenza di potenziale indotta tra gli elettrodi di emissione e
di raccolta, realizza la separazione delle particelle contaminanti dal gas vettore che viene fatto fluire
tra gli elettrodi. In uscita si ha quindi un flusso d’aria privo di contaminanti.
La struttura dell’elettrofiltro prevede che in entrata il flusso d’aria da trattare passi dapprima in una
sezione di maggiori dimensioni subendo così una diminuzione di velocità. In questa zona sono
presenti una serie di griglie perforate che servono a garantire l’appropriata distribuzione di flusso.
Da notare che queste griglie tendono a raccogliere del particolato sulla loro superficie, per cui
devono essere periodicamente pulite.
L’aria che fuoriesce da questa parte di transizione va quindi a fluire orizzontalmente lungo un gran
numero di setti verticali e paralleli con al centro gli elettrodi verticali di emissione, che sono sottili
fili metallici. Le piastre che rappresentano le pareti dei setti sono invece gli elettrodi di captazione
con messa a terra. Solitamente sono presenti più campi di raccolta disposti in serie, ciascuno
costituito da elettrodi di emissione e di captazione. All’ aumentare del numero dei campi aumenta
anche l’efficienza di abbattimento dell’elettrofiltro.
Come le griglie di distribuzione del flusso, anche gli elettrodi di emissione e le piastre di raccolta
devono essere ripulite dal particolato che si deposita. L’operazione è svolta da gruppi separati di
componenti detti percussori che provvedono a percuotere periodicamente le zone dove si deposita il
particolato facendolo cadere nelle tramogge di raccolta.
77
Dimensionamento boiler e impianto
3.8.3 Reattore abbattimento inquinanti acidi
A valle dell’ESP, sarà prevista l’installazione di un reattore per l’abbattimento degli inquinanti
acidi. Tale reattore sarà dimensionato per trattare la portata di progetto all’ MCR più le arie false
aggiunte sul percorso per un totale di circa 150000 Nm³/h di fumi ad una temperatura massima di
230 °C. La torre sarà realizzata con la prima parte composta dalla sezione d’ingresso fumi, flangiata
ed ortogonale al reattore stesso, plenum di fondo ispezionabile e solido basamento di appoggio
completo di ancoraggio per le fondazioni.
Una gola Venturi per l’iniezione del reagente, il bicarbonato di sodio, dove l’aumento della velocità
fluidodinamica e la conseguente turbolenza favorirà la miscelazione dei reagenti stessi. Realizzato
in acciao Corten con lo spessore di 5 mm, sarà completo di attacchi per l’iniezione del reagente.
L’ingresso del flusso sarà ortogonale, il condotto di salita dimensionato per garantire una sufficiente
velocità di sospensione del reagente. La camera di espansione e contatto superiore sarà tale da
assicurare un tempo di permanenza superiore ai 2 s. Il materiale di costruzione sarà acciao Corten
con spessore 5 mm per il condotto ascendente e 5 mm per la camera superiore con gli opportuni
rinforzi.
Figura 3.5: Reattore abbattimento inquinanti acidi.
78
Dimensionamento boiler e impianto
Il reattore sarà realizzato sulla base dei seguenti dati di progetto:
Portata dei fumi
147688 Nm³/h
Temperatura
340 °C
Diametro interno della struttura
2420 mm
Diametro esterno della struttura
5000 mm
Altezza totale
26380 mm
Spessore dell’acciaio
4 mm
Tempo di permanenza
3,0 s
Il rapporto stechiometrico eccesso per la stima del consumo dei reagenti dipende dal contenuto in
ingresso degli inquinanti, dal limite di emissioni da raggiungere, dal design della linea trattamento
fumi e dalle condizioni e temperatura dei fumi.
Le reazioni chimiche coinvolte nel processo sono le seguenti:
1) NaHCO3 + HCl  NaCl+H2O+CO2
2) 2NaHCO3 +SO2+ 1/2 O2  Na2SO4+H2O+CO2
3) 2NaHCO3 +HF  NaF+H2O+CO2
3.8.4 Filtro a maniche
Il principio su cui si basa il filtro a maniche è il seguente: i fumi carichi di polvere entrano nel filtro,
dove incontrano una serie di sacchi cilindrici (maniche). Il trasporto dei fumi è assicurato da un
ventilatore, in genere in coda all’impianto per evitare che il particolato rovini il ventilatore stesso, e
per mantenere l’impianto in depressione, garantendo inoltre la depressione necessaria al punto di
presa fumi o in camera di combustione. Il materiale di cui sono costituite le maniche è trattato in
maniera da avere una permeabilità tale da far passare i fumi, ma non la polvere, che vi aderisce. In
realtà il filtro realizzato dal tessuto di cui sono composte le maniche è utile solo per la fase iniziale
del ciclo di uso della manica. Infatti sul tessuto si deposita velocemente uno strato di particolato,
che costituisce di fatto la parte più efficace del filtro. Un sistema di scuotimento, generalmente ad
aria compressa, permette la rimozione periodica di parte di tale materiale ( per evitare perdite di
carico troppo elevate), che viene poi trasportato e stoccato attraverso sistemi di convogliamento.
Poiché l’emissione residua al camino si verifica soprattutto durante le fasi di scuotimento, il
rendimento del filtro a maniche è tanto maggiore, ovvero tanto minore l’emissione residua, tanto
minore è la frequenza di rigenerazione delle maniche richiesta. La scelta delle maniche deve tenere
conto di diversi fattori, tra i quali temperatura ed aggressività chimica dei gas. I materiali che
costituiscono le maniche si possono suddividere macroscopicamente in “tessuti” e “feltri”. Nei
tessuti, i pori sono costituiti dagli spazi lasciati tra un filo e l’altro; l’efficienza di captazione dei
tessuti può essere incrementata attraverso l’applicazione di una membrana, che realizza di fatto la
captazione della polvere. I feltri garantiscono una maggiore efficienza di captazione e possono
essere costituiti da microfibre, per essere efficaci anche sulle granulometrie più fini.
79
Dimensionamento boiler e impianto
Figura 3.6: Filtro a maniche.
Il filtro a maniche sarà realizzato sulla base dei seguenti dati di progetto:
Portata dei fumi
147688 Nm³/h
Temperatura
230 °C
Numero delle maniche
1664
Superficie installata
5019 m²
Numero di moduli
8
Diametro nominale delle maniche
160 mm
Altezza maniche
6000 mm
Tipo di maniche
PTFE
Peso
750 g/m²
Consumo di aria compressa
401 Nm³/h
Pressione di design
80 mbar
Valvole
104
Tracciatura tramoggia
8 x 5 kW
Potenza preriscaldo batteria
190 kW
Potenza del ventilatore per il preriscaldo
37 kW
Portata aria
15000 m³/h
Dimensioni
W 8880 x L 11936 x H 13200 mm
80
Dimensionamento boiler e impianto
Schema costruttivo:
Il filtro a maniche è costituito da:






Condotto di ingresso, attraverso il quale i fumi, ad adeguata velocità, entrano nel filtro
ed è distribuito ai vari compartimenti. All’interno del condotto centrale sono posizionati
opportuni deflettori/piastre forate per ottimizzare la ripartizione del gas.
Serrande di alimentazione dei compartimenti ( solo per filtri compartimentali).
Tramogge, utilizzate sia per la distribuzione del gas alle maniche ( dal basso), sia per
raccogliere la polvere captata dalle maniche.
Cassone (casing) all’interno del quale sono alloggiate le maniche, dotato di opportuni
controventi e dimensionato per la depressione massima data dal ventilatore.
Piastra tubiera sulla quale sono alloggiate le maniche, all’interno delle quali sono
infilati dei cestelli.
Plenum (camera pulita) attraverso la quale i fumi sono convogliati nel condotto di
uscita.
3.8.5 DeNOx SCR con sezione per ossidazione CO (Catox)
Il processo SCR ( Selective Catalytic Reduction) è riconosciuto come la migliore tecnica
disponibile (BAT) per il controllo degli NOx, in particolare nelle applicazioni in cui è richiesta una
elevata efficienza di abbattimento tipicamente superiore al 70%. Il processo DeNOx SCR è basato
sulla reazione degli ossidi di azoto con ammoniaca in eccesso di ossigeno per formare azoto e
vapore acqueo in presenza di opportuni catalizzatori secondo la seguente stechiometria:
4 NO + 4 NHз + O₂ = 4 N₂ + 6 H₂O
6 NO₂ + 8 NHз = 7N₂ + 12H₂O
principale
NO + NO₂ + 2 NHз = 4 N₂ + 3 H₂O
6 NO + 4 NHз = 5 N₂ + 6 H₂O
principale
secondaria
secondaria
L’ammoniaca si genera per idrolisi dell’ urea iniettata nei gas di scarico:
(NH₂)2CO + H₂O  2 NHз + CO₂
Efficienza di reazione
Approssimativamente si può rappresentare la riduzione NOx con la seguente reazione (trascurando
ossigeno ed acqua):
NOx + NHз = ηN₂ + (1-η)NOx + (1-η)NHз, dove
η = efficienza di reazione ( o grado di avanzamento)
(1-η)NOx = emissioni di NOx a valle del reattore
(1-η)NHз = ammoniaca non reagita (ammonia slip)
81
Dimensionamento boiler e impianto
Figura 3.7: sistema DeNOx.
Il sistema SCR sarà realizzato sulla base dei seguenti dati di progetto:
Portata volumetrica fumi umidi
147688 Nm³/h
Contenuto d’acqua
19,1 % vol.
Contenuto di ossigeno, umido
4,9 % vol.
Temperatura ingresso SCR dei fumi
230 ° C
SO₂ (@11% O₂), secco
10 mg/Nm³
SOз (@11% O₂), secco
0,15 mg/Nm³
Polveri (@11% O₂), asciutto
5 mg/Nm³
NOx as NO₂ ingresso catalizzatore (@11% O₂),
secco
400 mg/Nm³
CO ingresso catalizzatore (@11% O₂), secco
90 mg/Nm³
HCL ingresso catalizzatore (@11% O₂), secco
2 mg/Nm³
Il sistema completo comprende il reattore catalitico, il modulo di dosaggio, la camera di
decomposizione urea/ammoniaca, il bruciatore della camera di decomposizione, il ventilatore
esaustore e il camino.
Il principìo di funzionamento del reattore catalitico l’abbiamo descritto precedentemente, ora
vediamo di capire a cosa servono gli altri elementi, che compongono il sistema SCR.
Modulo di dosaggio
Il modulo ha la funzione di dosare il reagente e si presenta sotto forma di uno skid in acciaio
inossidabile. Include due pompe dosatrici volumetriche da alimentare con variatore di frequenza,
aventi ciascuna il 100% della portata totale richiesta dalla linea. La pressione massima di esercizio
delle pompe è di 8 bar e la portata massima volumetrica di ciascuna pompa è di circa 100 l/h.
Il modulo comprende inoltre un filtro, un misuratore di portata e tutte le valvole d’intercettazione e
di by-pass delle pompe. La strumentazione comprende inoltre i manometri e un trasmettitore di
pressione per mantenere costantemente monitorato il processo. Il modulo di dosaggio include anche
82
Dimensionamento boiler e impianto
la regolazione dell’aria compressa di atomizzazione mediante riduttore di pressione e relativo
manometro. Il modulo è provvisto di un pannello elettrico al quale sono cablati gli strumenti e sul
cui fronte sono presenti i pulsanti di marcia/arresto ed un selettore locale/remoto.
La regolazione della portata di reagente è effettuata in funzione del livello di NOx misurato a monte
del catalizzatore e riaggiustata in funzione del livello di NOx a valle del catalizzatore. Ciò permette
di ottimizzare la portata di reagente in funzione del livello di abbattimento NOx richiesto. Il modulo
di dosaggio si presenta nella forma di un armadio con porte di vetro frontali comprendente al suo
interno le valvole, i trasmettitori di portata, i regolatori di pressione e del fluido di servizio
all’iniettore e tutta la strumentazione in campo.
Camera di decomposizione urea/ammoniaca
La camera di decomposizione termica ha la funzione di convertire la soluzione d’urea in vapori
d’ammoniaca miscelati con gas caldi per essere successivamente introdotti nella griglia d’iniezione
del catalizzatore. Essa permette di produrre l’ammoniaca in linea, senza stoccaggio di riserva ed in
tempi ristretti e di assorbire le fluttuazioni di carico del catalizzatore con tempi di risposta molto
rapidi con la possibilità di messa in marcia e di fermata quasi istantanee. La camera di
decomposizione termica si presenta in forma cilindrica verticale, costruita in acciaio inox con
rinforzi e coibentata esternamente. Il processo di decomposizione dell’urea in ammoniaca fornisce
una miscela ammoniaca/aria con una concentrazione di NHз inferiore al 5% in volume per la
massima portata d’ammoniaca, ed una temperatura di uscita di circa 300 °C. Per quanto riguarda
l’aria di miscela il volume è fisso e costante. Il processo è controllato in pressione, temperatura e
portata e possiede degli allarmi per le soglie basse ed alte di funzionamento. Per l’iniezione di urea,
l’alimentazione dell’iniettore è controllata in pressione e portata.
Questi punti di controllo sono dotati di allarmi per le soglie massima e minima di funzionamento.
L’insieme dei punti di allarme dell’aria di miscela e d’iniezione del reagente sono riportati in sala
controllo attraverso un sistema di gestione automatico. Questo sistema paragona le diverse soglie
d’allarme ed interrompe il sistema in caso di differenze troppo elevate. L’accesso al bruciatore e
all’iniettore che sono posizionati nella parte alta della camera è realizzato con delle passerelle e
scale d’accesso.
Bruciatore della camera di decomposizione
Il bruciatore della camera di decomposizione ha la funzione di far evaporare l’acqua contenuta nella
soluzione d’urea, di decomporre l’urea in NHз ed infine d’innalzare la temperatura dell’aria di
trasporto e diluizione NHз. Il bruciatore funziona a biogas e/o Diesel; l’aria di combustione è
regolata con una valvola accoppiata alla valvola di controllo della portata gas. Il bruciatore è
equipaggiato di un sistema di gestione e di controllo fiamma automatizzato. Il sistema assicura che i
parametri dell’aria di combustione e del gas siano nei limiti di pressione predeterminati per
assicurare una buona qualità di fiamma, che l’insieme delle apparecchiature installate a valle del
bruciatore siano state lavate con almeno quattro ricambi d’aria prima dell’accensione, che
l’accensione sia effettuata a basso fuoco, che le valvole di sicurezza siano chiuse e che non ci siano
fughe di gas in qualunque zona del bruciatore.
83
Dimensionamento boiler e impianto
Ventilatore esaustore
Caratteristiche:
Portata effettiva
260000 m³/h
Pressione totale a 140 °C
760 mmH₂O
Pressione totale a 20 °C
1080 mmH₂O
Avviamento e regolazione
con inverter
Potenza installata
710 kW
Rendimento
85%
Rumorosità
dB(A) ≤ 80 ±2
Camino
Camino autoportante completo di scale e passerelle d’accesso in quota per il servizio
all’analizzatore dei fumi interamente realizzato in acciaio Corten. La parte terminale del camino, gli
ultimi 5 m, sarà realizzata in AISI 316 L, completo di segnalatori luminosi in quota, doppio sistema
di protezione da fulmini, elica esterna e verniciatura della parte terminale a strisce bianco/rosse.
Caratteristiche:
Portata effettiva
260000 m³/h
Temperatura fumi attesa
140 °C
Diametro base
2500 mm
Diametro sbocco
2100 mm
Altezza
50 m
Figura 3.8: Camino.
84
Dimensionamento boiler e impianto
3.9 Turbina a vapore
In questo paragrafo vedremo il bilancio termico sulla turbina a vapore del nostro impianto. La
turbina a vapore sfrutterà l’energia termica del vapore in pressione generato a monte dalla nostra
caldaia a biomassa convertendola in lavoro utile meccanico tramite un ciclo Rankine. La situazione
rappresentata è quella relativa all’ NCR 100 %.
20,3 kg/s
3347 kJ/kg
67944 kW
spillamento
0,6 kg/s
3337 kJ/kg
2002 kW
25319 kWe
G
20,3 kg/s
2965 kJ/kg
60189 kW
19,8 kg/s
3466 kJ/kg
68626 kW
19,2 kg/s
2474 kJ/kg
47500 kW
Adesso facciamo un confronto con i dati di funzionamento, che ci ha fornito il nostro fornitore della
turbina a vapore al quale abbiamo richiesto l’offerta tecnica.
La turbina utilizzata sarà a condensazione, che trova principalmente utilizzo nelle centrali
termoelettriche. Questa turbina, grazie alla presenza di un condensatore a valle, scarica il vapore ad
una pressione notevolmente inferiore rispetto a quella atmosferica. Tipicamente il titolo del vapore
allo scarico è superiore al 90%. Questo aumenta la differenza di entalpìa tra ammissione e scarico e
quindi, a parità di condizioni all’immissione, la potenza disponibile. Il titolo deve necessariamente
rimanere elevato, poiché la presenza di goccioline d’acqua presenti nel vapore saturo, che hanno
una elevata energia cinetica, può portare al danneggiamento delle pale. Per evitare ciò si ricorre al
surriscaldamento che permette alla turbina ad operare con un maggiore salto entalpico e al vapore di
restare sopra il limite del 90% di saturazione. Nel caso ideale, l’espansione del vapore all’interno
della turbina è isoentropica, ovvero avviene ad entropìa costante dall’ammissione allo scarico. Il
caso ideale è puramente teorico perché potrebbe verificarsi solo in totale assenza di perdite (per
attrito, turbolenza, ecc.). A causa di tali perdite, che si verificano in qualunque processo
termodinamico reale, l’entropìa del vapore aumenta durante l’espansione in turbina. L’espansione
isoentropica è quindi presa come termine di paragone per determinare l’efficienza isoentropica di
una turbina reale. Il vapore espande in turbina attraversando diversi stadi in successione. Questo
accorgimento serve a migliorare l’efficienza complessiva della turbina. Ogni stadio è costituito da
due schiere di pale: le pale statoriche (o ugelli) sono fisse e solidali alla cassa della turbina, mentre
le pale rotoriche sono mobili e sono solidali all’albero. Nel loro insieme, le parti fisse a contatto con
il vapore sono dette “statore”, mentre l’insieme costituito dall’albero e dalle parti ad esso solidali è
detto “rotore”. Gli stadi sono caratterizzati dalla modalità con cui il vapore cede la propria energia
all’albero, ed in base a questo sono definiti “ad azione” o “a reazione”. Tipicamente, per ottimizzare
85
Dimensionamento boiler e impianto
non solo le prestazioni ma anche i costi, in una singola turbina a vapore si succedono stadi ad
azione e a reazione.
HP Inlet
P
bar(a)
120
T
°C
500,0
H
kJ/kg
3349,65
M
kg/s
24,5
P
bar(a)
24
T
°C
283,9
H
kJ/kg
2973,6
M
kg/s
24,06
P
bar(a)
21,6
T
°C
500,0
H
kJ/kg
3465,52
M
kg/s
22,76
P
bar(a)
5,2
T
°C
308,5
H
kJ/kg
3081,8
M
kg/s
1,276
P
bar(a)
2,3
T
°C
218,8
H
kJ/kg
2907,1
M
kg/s
0
P
bar(a)
0,065
T
°C
37,7
H
kJ/kg
2380,5
M
kg/s
21,89
Power @ generator terminals
kW
32025
HP Exhaust
LP Inlet
Bleeding 1
Bleeding 2
LP Exhaust
86
Dimensionamento boiler e impianto
Speeds
HP ST
RPM
5318
LP ST
RPM
5318
Generator
RPM
1500
Design conditions
HP ST
bar(a)
125,0
°C
510
LP ST
bar(a)
27,0
°C
510
3.10 Pompe di alimento caldaia
Parte fondamentale dell’intero impianto è rappresentata dalle pompe di circolazione acqua costituito
da 2 pompe centrifughe per il circuito acqua-vapore, complete di:
 Valvole e filtri di aspirazione e mandata;
 Manometri e accessori;
 Basamento delle pompe;
Ciascuna pompa è stata dimensionata per le seguenti caratteristiche di funzionamento in operation:
Portata massica
90085 kg/h
Temperatura acqua
134 °C
Densità
938,47 kg/m³
Prevalenza
1370 m
Rendimento
67%
Pressione alla mandata
140 bar
Potenza installata
502 kW
Inoltre c’è da considerare la presenza delle 2 pompe di estrazione del condensato, dimensionate per
le seguenti caratteristiche di funzionamento in operation:
Portata massica
79251 kg/h
Temperatura acqua
38 °C
Densità
993,33 kg/m³
Prevalenza
59 m
Rendimento
67%
Pressione alla mandata
6 bar
Potenza installata
19 kW
87
Dimensionamento boiler e impianto
3.11 Torre evaporativa
A valle del condensatore della turbina a vapore, abbiamo pensato di installare una torre evaporativa
per ridurre la temperatura dell’acqua proveniente dal condensatore. La torre refrigerante evaporativa
è una macchina molto semplice, che serve per raffreddare acqua mediante lo scambio diretto con
l’aria.
Ci possono essere differenti tipologie di torre evaporativa:




indotte, con ventilatori in aspirazione
forzate, con ventilatori in mandata
counter flow, con flusso di acqua e di aria in controcorrente
cross flow, con flusso di acqua e di aria a correnti incrociate
in ogni caso tutte funzionano sul medesimo concetto.
La tipologia decisamente più diffusa è quella counter-flow, che sia essa forzata od indotta, in quanto
presenta una maggiore efficienza di funzionamento ed è quella che abbiamo pensato di installare nel
nostro impianto. Rispetto ad un tradizionale radiatore, l’efficienza è maggiore, in quanto trattandosi
di scambio diretto, viene sfruttato anche l’effetto di evaporazione dell’acqua stessa, sfruttando così
il calore latente di evaporazione.
Il parametro di riferimento quindi non è la temperatura ambiente, ma la temperatura ambiente al
bulbo umido, ovvero quella temperatura che possiamo determinare con il diagramma psicrometrico,
conoscendo la temperatura ambiente e l’umidità relativa.
Inoltre sfruttando il calore latente di evaporazione, si ha un notevole incremento di efficienza, infatti
bisogna considerare che mediamente per ogni chilogrammo di acqua evaporata, si ha una
dispersione di 600 Kcal/h (valore medio). Questo dato ci sottintende ovviamente che una torre
evaporativa, per sua stessa natura, consuma acqua, di conseguenza non possiamo considerare il
circuito di una torre evaporativa come un circuito chiuso, infatti c’è un costante consumo di acqua,
legato alla potenzialità dissipata.
88
Dimensionamento boiler e impianto
Figura 3.9: Torre evaporativa “counter flow”.
Nella configurazione controcorrente, il flusso d’aria è diretto in direzione opposta rispetto al flusso
dell’acqua. Il flusso d’aria entra prima in una zona aperta sotto il supporto di riempimento e poi
viene fatta scendere verticalmente. L’acqua viene spruzzata attraverso ugelli in pressione nella parte
superiore della torre e poi fluisce verso il basso attraverso la zona di riempimento opposta al flusso
dell’aria.
I vantaggi della configurazione controcorrente sono:
1) La distribuzione dell’acqua nebulizzata rende la torre più resistente al gelo.
2) Il breakup dell’acqua rende più efficiente il trasferimento del calore.
3.11.1 Dati tecnici della torre evaporativa
Portata d’acqua circolante
m³/h
5439
Temperatura ingresso acqua
°C
31,80
Temperatura uscita acqua
°C
22,60
Temperatura design bulbo
umido
°C
18,47
Potenza totale del fan
kW
450
Perdita di acqua circolante
%
0,002
Perdite per evaporazione
%
1,47
89
Dimensionamento boiler e impianto
Solidi sospesi totali
ppm
50
Pressione barometrica
mbar
1012,2
Temperatura di bulbo secco
°C
3,0
Umidità relativa
%
85
Ventilatori
n°
4
Diametro ventilatori
m
6,1
Velocità ventilatori
rpm
185,5
Potenza per ogni ventilatore
(estate)
kW
112,3
Potenza per ogni ventilatore
(inverno)
kW
Motori elettrici
n°
4
Velocità nominale
rpm
1500
Potenza
kW
132
117,5
3.12 Sistema di controllo, regolazione e automazione della caldaia
Il presente paragrafo ha lo scopo di descrivere i princìpi di funzionamento dei sistemi di regolazione
implementati nel DCS (Distributed Control System) di fornitura per il nostro generatore di
vapore. Un sistema di controllo distribuito è un controllo automatico costituito da diversi
sottoinsiemi, tra cui quello di acquisizione e di elaborazione dei dati, in grado di scambiare
autonomamente informazioni con il campo (processo o impianto) in architettura distribuita, ovvero
non centralizzata. In altre parole non esiste un unico computer controllore di tutto il sistema ma
diversi controllori dislocati per sezioni di impianto e opportunamente segregati: le informazioni
scambiate dai sottoinsiemi vengono collettate da opportuni accentratori di supervisione. La perdita
di un accentratore non inficia la capacità di mantenere controllato il sistema. Il PLC (Controllore a
logica programmabile) invece, provvede alle funzioni di elaborazione delle regolazioni necessarie
alla gestione dell’impianto ed inoltre gestisce l’interfaccia con il BMS (Burner Management
System) che controlla le sicurezze, la gestione della griglia di combustione e i bruciatori.
Il PLC è un controllore per industria specializzato in origine nella gestione o controllo dei processi
industriali. Il PLC esegue un programma ed elabora i segnali digitali ed analogici provenienti da
sensori e diretti agli attuatori presenti in un impianto industriale. La struttura del PLC viene adattata
in base al processo da automatizzare. Durante la progettazione del sistema di controllo, vengono
scelte le schede adatte alle grandezze elettriche in gioco. Le varie schede vengono quindi inserite
sul rack del PLC
La prima azione che il PLC compie è la lettura degli ingressi del portale e si intende tutti gli ingressi
sia digitali che analogici, on board o su bus di campo (schede remote collegate al PLC o con una
rete di comunicazione). Dopo aver letto tutti gli ingressi, il loro stato viene memorizzato in una
memoria che è definita “Registro immagine degli ingressi”. A questo punto le istruzioni di comando
vengono elaborate in sequenza dalla CPU e il risultato viene registrato nel “Registro immagine delle
uscite”. Infine il contenuto dell’immagine delle uscite viene scritto sulle uscite fisiche ovvero le
uscite vengono attivate. Poiché l’elaborazione delle istruzioni si ripete continuamente, si parla di
elaborazione ciclica; il tempo che il controllore impiega per una singola elaborazione viene detta
tempo di ciclo (solitamente da 10 a 100 ms).
90
Dimensionamento boiler e impianto
3.12.1 Descrizione dell’impianto
Il nostro impianto sarà costituito dalle seguenti sezioni principali:
 Degasatore
 Pompe acqua alimento
 Generatore di vapore
 Alimentatori combustibile
 Griglia di combustione
 Sistema scarico/trasporto ceneri griglia
 Sistema scarico/trasporto ceneri caldaia
 Sistema iniezione reagenti chimici
 Sistema bruciatori di post combustione (2 bruciatori a gas)
 Sistema pulizia tubi caldaia
 Sistema aria/fumi costituito da: ventilatori aria (primaria, secondaria, raffreddamento
pareti griglia); ventilatore di ricircolo fumi ed estrattore fumi
 Sistema aria strumenti
 Sistema campionamento e analisi acqua/vapore
Il sistema di controllo e supervisione caldaia (DCS) si occuperà di elaborare tutti i loop di
regolazione della caldaia, le sequenze logiche di automazione, i telecomandi dei motori, le sequenze
di avviamento e fermata dei vari gruppi funzionali d’impianto.
Di seguito le regolazioni gestite dal DCS:












Regolazione livello nel corpo cilindrico
Regolazione Dp valvola regolazione portata acqua alimento al corpo cilindrico
Regolazione temperatura vapore surriscaldato
Regolazione pressione camera di combustione
Regolazione portata vapore
Regolazione temperatura fumi zona post-combustione
Regolazione temperatura fumi uscita zona radiante
Regolazione pressione nel condotto fumi ricircolati
Regolazione pressione nel condotto aria secondaria
Regolazione temperatura aria primaria
Regolazione livello nel degasatore
Regolazione della concentrazione degli NOX nei fumi
Saranno altresì gestite le seguenti logiche:




Avviamento/arresto di tutti i motori dell’impianto ad esclusione del sistema di pulizia
Apertura/chiusura delle valvole motorizzate su vapore e blowdown discontinuo
Sequenze automatiche di avviamento/arresto dei sistemi di estrazione ed evacuazione
ceneri sotto griglia
Sequenze automatiche di avviamento/arresto dei sistemi di estrazione ed evacuazione
ceneri sotto zona convettiva caldaia.
91
Dimensionamento boiler e impianto
3.13 Ventilatori
Ora vediamo i dati di funzionamento dei ventilatori della caldaia considerando le loro caratteristiche
di funzionamento in operation (100 % NCR).
L’impianto avrà 4 ventilatori distinti:





Air fan
Secondary air fan
Distribution air fan
ID Fan
Recirculation fan
Air Fan:
Portata massica
90142 Nm³/h
Temperatura aria
25 °C
Prevalenza
593 mmH₂O
η (attesa)
70
Densità dell’aria
1,18 kg/m³
Portata volumetrica effettiva
25,04 m³/s
Potenza assorbita
228 kW
Secondary Air Fan:
Portata massica
39778 Nm³/h
Temperatura aria
208 °C
Prevalenza
500 mmH₂O
η (attesa)
70
Densità dell’aria
0,73 kg/m³
Portata volumetrica effettiva
11,05 m³/s
Potenza assorbita
137 kW
Distribution Air Fan:
Portata massica
9302 Nm³/h
Temperatura aria
25 °C
Prevalenza
800 mmH₂O
η (attesa)
70
Densità dell’aria
1,18 kg/m³
Portata volumetrica effettiva
2,58 m³/s
Potenza assorbita
32 kW
92
Dimensionamento boiler e impianto
ID Fan:
Portata massica
124403 Nm³/h
Temperatura aria
120 °C
Prevalenza
635 mmH₂O
η (attesa)
70
Densità dell’aria
0,88 kg/m³
Portata volumetrica effettiva
34,56 m³/s
Potenza assorbita
443 kW
Recirculation Fan:
Portata massica
5581 Nm³/h
Temperatura aria
329 °C
Prevalenza
1000 mmH₂O
η (attesa)
70
Densità dell’aria
0,58 kg/m³
Portata volumetrica effettiva
3,42 m³/s
Potenza assorbita
48 kW
3.14 BOP (Balance of Plant)
Per concludere la nostra descrizione tecnica, diciamo che il nostro impianto si completa di una serie
di piccoli impianti e processi ausiliari come ad esempio il sistema dell’aria compressa, la
predisposizione per la produzione dell’acqua demineralizzata, la raccolta e il trattamento delle
acque reflue, che non trattiamo in questa sede in quanto non determinanti per la scelta del tipo di
impianto.
93
Valutazione economica dell’impianto
CAPITOLO 4
Valutazione economica dell’impianto
Dopo aver visto l’intero dimensionamento della caldaia, degli strumenti e accessori fondamentali
per il suo funzionamento, ora cerchiamo di capire di capire i costi effettivi della stessa e di tutto
l’impianto per meglio valutare l’offerta economica da proporre al nostro cliente finale. Nel capitolo
prenderemo in esame i componenti fondamentali senza entrare troppo in dettaglio in tutti i passaggi,
che sono piuttosto complessi, della lunga fase di preventivazione. I costi del boiler sono stati
calcolati secondo i criteri della PENSOTTI FABBRICA CALDAIE LEGNANO, mentre per altri è
stato necessario consultare fornitori specializzati e richiedere offerte.
Dato il numero molto elevato di singoli componenti considerati per il computo economico
complessivo della caldaia e dell’impianto, abbiamo deciso di riassumere il tutto in macro-sezioni
per facilitare la comprensione. I macro-componenti, che andiamo a considerare sono:
1) Spese per sviluppo dell’iniziativa
2) Acquisto terreno, opere civili e allacciamento impianto in rete
3) Sistema di movimentazione e alimentazione biomasse
4) Caldaia a biomasse
5) Linea trattamento fumi e movimentazione/stoccaggio ceneri
6) Ciclo termico
7) Sistema di produzione e distribuzione aria compressa
8) Sistema di controllo
9) Sistema elettrico
10) Supervisione e gestione dell’impianto
4.1 Spese per lo sviluppo dell’iniziativa
Le spese per lo sviluppo dell’iniziativa consistono nei costi sostenuti da vari attori in fase
preliminare per addivenire all’autorizzazione alla costruzione dell’impianto.
Costo aggiuntivo dell’iniziativa
1.700.000 €
94
Valutazione economica dell’impianto
4.2 Acquisto terreno, opere civili e allacciamento in rete
Acquisto terreno di 80000 m2
3.600.000 €
Opere civili e impianti relativi
9.000.000 €
Allacciamenti alle reti elettriche, acqua e fogna
2.400.000 €
Totale
15.000.000 €
4.3 Sistema movimentazione e alimentazione biomasse
Costo forniture
2.100.000 €
Attività di ingegneria
80.000 €
Montaggio e commissioning
480.000 €
Prezzo di vendita
2.660.000 €
4.4 Caldaia a biomasse
Come accennato precedentemente, per la parte caldaia è stata fatta un’analisi approfondita con i
seguenti risultati:
1) Parti a pressione
Valore forniture
7.400.000 €
Valore forniture
750.000 €
2) Carpenterie
3) Valvole e strumentazione
Valore forniture
750.000 €
4) Sistema di combustione e apparecchiature
Valore forniture
2.750.000 €
5) Coibentazioni e refrattari
Valore forniture
800.000 €
95
Valutazione economica dell’impianto
Complessivamente la caldaia a biomasse costerà:
Attività di ingegneria
800.000 €
Valore forniture
12.450.000 €
Montaggio e commissioning
4.250.000 €
Prezzo di vendita
17.500.000 €
4.5 Linea trattamento fumi e movimentazione/stoccaggio ceneri
Il sistema di trattamento fumi come descritto precedentemente nel paragrafo 3.8.1 sarà completo di:
 Elettrofiltro
 Reattore con sistema di iniezione di bicarbonato di sodio
 Filtro a maniche
 Sistema di abbattimento NOX e CO (SCR DeNOX e Catox)
Costo forniture
5.950.000 €
Attività di ingegneria
300.000 €
Montaggio e commissioning
850.000 €
Prezzo di vendita
7.100.000 €
4.6 Ciclo termico
Con il termine ciclo termico intendiamo principalmente:
 Turbogeneratore + condensatore con “sistema a vuoto” e pompe rilancio condensato
 Torri evaporative con pompe e circuito acqua di torre
 Degasatore + pompe di alimento caldaia + scambiatori rigenerativi LP e HP acqua/vapore
 Impianti di analisi acqua/vapore e iniezione additivi chimici
 Piping e valvole ciclo termico
4.6.1 Turbogeneratore + condensatore con “sistema a vuoto” e pompe rilancio
condensato
Costo forniture
10.800.000 €
Attività di ingegneria
340.000 €
Montaggio e commissioning
410.000 €
Prezzo di vendita
11.550.000 €
96
Valutazione economica dell’impianto
4.6.2 Torri evaporative con pompe e circuito acqua di torre
Costo forniture
1.550.000 €
Attività di ingegneria
140.000 €
Montaggio e commissioning
470.000 €
Prezzo di vendita
2.160.000 €
4.6.3 Degasatore + pompe di alimento caldaia + scambiatori rigenerativi LP e HP
acqua/vapore
Costo forniture
990.000 €
Attività di ingegneria
95.000 €
Montaggio e commissioning
96.000 €
Prezzo di vendita
1.245.000 €
4.6.4 Impianti di analisi acqua/vapore e iniezione additivi chimici
Costo forniture
215.000 €
Attività di ingegneria
12.000 €
Montaggio e commissioning
35.000 €
Prezzo di vendita
262.000 €
4.6.5 Piping e valvole ciclo termico
Costo forniture
2.900.000 €
Attività di ingegneria
300.000 €
Montaggio e commissioning
660.000 €
Prezzo di vendita
3.860.000 €
4.7 Sistema di produzione e distribuzione aria compressa
Costo forniture
150.000 €
Attività di ingegneria
20.000 €
Montaggio e commissioning
50.000 €
Prezzo di vendita
220.000 €
97
Valutazione economica dell’impianto
4.8 Sistema di controllo
Costo forniture
1.450.000 €
Attività di ingegneria
50.000 €
Montaggio e commissioning
90.000 €
Prezzo di vendita
1.590.000 €
4.9 Sistema elettrico
Costo forniture
2.230.000 €
Attività di ingegneria
200.000 €
Montaggio e commissioning
370.000 €
Prezzo di vendita
2.800.000 €
98
Valutazione economica dell’impianto
4.10 Supervisione e gestione dell’impianto
Per quanto riguarda questa sezione abbiamo stimato un costo di 3.500.000 €.
Riassumendo tutti i costi di investimento:
BUDGET IMPIANTO BIOMASSE 73 MWt - 2013
1 Costi di sviluppo iniziativa
€
1.700.000,00
2 Acquisto terreno 80.000 mq
€
3.600.000,00
Fondazioni, opere civili ed infrastrutture, impianti antincendio,
3 reti fognarie, ecc. (inclusa progettazione) e allacciamento in €
rete
11.400.000,00
4 Sistema di stoccaggio e alimentazione biomasse
€
2.660.000,00
5 Caldaia a biomasse
€
17.500.000,00
6 Sistema di depurazione fumi e gestione ceneri
€
7.100.000,00
7 Turbogeneratore + condensatore e pompe rilancio condensato
€
11.550.000,00
8 torri evaporative con pompe e circuito acqua di torre
€
2.160.000,00
9 Degasatore + pompe alimento + scambiatori rigenerativi
€
1.245.000,00
10 Impianti di analisi acqua/vapore
€
262.000,00
11 Piping e valvole ciclo termico
€
3.860.000,00
12 Sistema di controllo
€
1.590.000,00
14 Sistema elettrico
€
2.800.000,00
15 Supervisione e gestione impianto
€
3.500.000,00
€
70.927.000,00
SOMMA:
Tabella 4.1: Riepilogo costi di investimento
4.11 Costi di esercizio
Dopo aver valutato la sezione relativa ai costi dell’investimento, in questa ci occupiamo di valutare
tutte le voci relative all’esercizio dell’impianto.
99
Valutazione economica dell’impianto
4.11.1 Personale
Per la gestione e l’esercizio di un impianto di questa tipologia si possono prevedere le seguenti
figure fisse:
Mansione
Costo annuale (€/anno)
n° 1 capo centrale
80.000
n° 1 assistente impianto
30.000
n° 2 responsabili portineria/pesa
60.000
n° 5 capi turno
250.000
n° 5 turnisti
200.000
n° 5 quadristi
200.000
n° 3 operatori di campo/manutentori
105.000
n° 2 operatori movimentazione biomassa
80.000
n° 1 responsabile di manutenzione
65.000
n° 2 meccanici esterni fissi
40.000
n° 1 RSPP
50.000
Totale
1.160.000
4.11.2 Servizio di manutenzione ordinaria e straordinaria (O&M)
Nella tabella sottostante vengono indicate tutte le voci inerenti alle operazioni di manutenzione
ordinaria e somministrazione ( i cosiddetti O&M) stimati per i primi 5 annI di vita dell’impianto.
€ 290.000
€ 1.446.667
€ 1.649.734
€ 290.000
€ 668.600
€ 668.600
Tasse per pagamenti e accordi con i fornitori (15%)
€ 101.487
€ 127.974
Totale per anno fornitori
€ 676.580
€ 853.160
Costi totali del servizio di manutenzione d'impianto
Personale
Mobilisation
TOTALE 1° ANNO
TOTALE 2° ANNO
€ 12.000
€ 12.000
Boiler e griglia di combustione
€ 463.000
€ 571.000
Linea trattamento fumi
€ 113.000
€ 115.000
€ 4.380
€ 62.960
Turbina a vapore e generatore elettrico
€ 26.200
€ 26.200
Sistema di controllo (DCS)
€ 20.000
€ 28.000
Balance of Plant (BOP)
€ 50.000
€ 50.000
Pensotti
Sistema di movimentazione e alimentazione combustibile
100
Valutazione economica dell’impianto
€ 3.060.658
€ 2.436.048
€ 2.033.174
€ 10.916.280
Personale
€ 668.600
€ 668.600
€ 668.600
€ 3.633.000
Tasse per pagamenti e accordi con i fornitori (15%)
€ 312.008
€ 230.537
€ 177.988
€ 949.993
€ 2.080.050
€ 1.536.911
€ 1.186.586
€ 6.333.287
Costi totali del servizio di manutenzione d'impianto
Totale per anno fornitori
TOTALE 3° ANNO
TOTALE 4° ANNO
TOTALE 5° ANNO
Total per scope
€ 12.000
€ 12.000
€ 12.000
€ 60.000
Boiler e griglia di combustione
€ 838.000
€ 595.000
€ 588.000
€ 3.055.000
Linea trattamento fumi
€ 988.000
€ 727.000
€ 338.000
€ 2.281.000
Pensotti
€ 67.050
€ 110.711
€ 156.386
€ 401.487
€ 109.000
€ 26.200
€ 26.200
€ 213.800
Sistema di controllo (DCS)
€ 28.000
€ 28.000
€ 28.000
€ 132.000
Balance of Plant (BOP)
€ 50.000
€ 50.000
€ 50.000
€ 250.000
Sistema di movimentazione e alimentazione combustibile
Turbina a vapore e generatore elettrico
Tabella 4.2: Costi servizio di manutenzione ordinaria e straordinaria
4.11.3 Consumo di additivi per acqua caldaia e ciclo termico, bicarbonato e UREA
Consumo
Additivi per acqua
caldaia e ciclo
termico
Ore di
funzionamento
annuali
Costo
Totale
75.000 €
8000 h
Bicarbonato
200 kg/h
8000 h
0,35 €/kg
560.000 €
UREA
90 kg/h
8000 h
0,35 €/kg
252.000 €
4.11.4 Consumo di biomassa e combustibile ausiliario
Per quanto riguarda il combustibile distinguiamo 3 tipologie:
1) La biomassa per la caldaia
24000 kg/h * 8000h * 0,045 €/kg = 8.640.000 €/anno
2) Il gasolio utilizzato per i 2 bruciatori ausiliari per gli avviamenti
30 MWt * 20h * 4 volte/anno = 200 t/anno * 1700 €/ton = 350.000 €/anno
3) Il gasolio utilizzato nel processo della riduzione degli NOx nella linea di trattamento fumi
0,2 MWt * 8000h = 140 t/anno * 1700 €/ton = 240.000 €/anno
Consumo
Ore di
funzionamento
annuali
Costo
Totale
Biomassa
24000 kg/h
8000 h
0,045 €/kg
8.640.000 €
Gasolio bruciatori
200 t/anno
8000 h
1700 €/ton
350.000 €
Gasolio DeNOX
140 t/anno
8000 h
1700 €/ton
240.000 €
101
Valutazione economica dell’impianto
4.11.5 Autoconsumi elettrici
CONSUMI ELETTRICI
Medium voltage or Low Voltage
690V
N°
P installed Total installed
kW
kW
Pads
contemp
Total adsorbed
kW
factor
kWh/h
control
1972
HV - MV - LV TRANSFORMERS
BFW pumps (11000V)
Exhaust gas fan (690V)
Low voltage (400V or 230V)
3%
2
1
N°
30000
750
850
30000
1500
850
30000
630
442
1 900,0
0,5 630,0
1 442,0
P installed Total installed
kW
kW
Pads
kW
contemp
factor
0,5
0,5
0,5
0,5
0,5
0,5
0,5
0,5
direct
direct
vsd
Total adsorbed
kWh/h
control
Biomass handling system
Moving floor wood
biomass belt 1
Moving floor cake
biomass belt 2
screen
biomass belt 4
biomass belt 5
magnetic separator
2
1
2
1
2
1
1
2
55
7,5
22
7,5
7,5
11
11
2,2
110
7,5
44
7,5
15
11
11
4,4
50
5
20
5
5
8
8
2
138
Feeding hopper screws
6
9,2
55,2
8
5
1
2
2
1
1
8
10
0,25
75
0,75
3
3
3
0,37
5
1,25
75
1,5
6
3
3
2,96
50
0,2
54
0,7
2,5
2,5
2,5
0,3
2
1
1
1
1
1
1
1
0,01
1,0
54,0
1,4
5,0
2,5
2,5
2,4
0,2
direct
direct
direct
direct
direct
direct
direct
direct
Primary air fan (400V)
Secondary air fan
Recycle gas fan
Rapping control panel
Sootblower control panel
Burners fan
Burners BMS panel
1
1
1
1
1
2
1
400
250
110
11
3
37
1,5
400
250
110
11
3
74
1,5
227
136
70
5
1,5
32,0
1,0
1
1
1
0,5
0,3
0,01
1
227,0
136,0
70,0
2,5
0,5
0,6
1,0
vsd
vsd
vsd
direct
direct
direct
direct
Motor heat recovery circuit pumps
2
11
22
8
Steam Generator
Spreader stokers
Distribution air fan
Grate driver
Grate ash conveyor
Grate slag conveyor
Ash and slag apron conveyor
Double clapet boiler
motorized valves and others
50,0
2,5
20,0
2,5
5,0
3,8
3,8
2,0
direct
direct
direct
direct
direct
direct
direct
direct
1 48,0
direct
523
Thermal circuit
BFW pumps (11000V)
see above
HRSG 1 - boiler feeding pumps
2
HRSG 2 - boiler feeding pumps
2
Condensate pumps
2
Cooling circuit - condenser pumps (400V)
3
Cooling circuit - auxiliaries pumps
3
Cooling Tower - Fans
4
Cooling Tower - Booster pumps
4
Turbine auxiliaries - Lump sum
1
chemicals
4
1 16,0
direct
953
22,0
22,0
30
280
75
90
11
250
1,5
44
44
60
840
225
360
44
250
6
18
18
23
223
59
76
9
24
0,8
0,50
0,50
0,5
0,67
0,67
1
0
1
0,5
18,0
18,0
23,0
446,0
118,0
304,0
0,0
24,0
1,5
direct
direct
direct
direct
direct
vsd
direct
direct
direct
Tabella 4.3: Consumi elettrici bassa tensione (1° parte)
102
Valutazione economica dell’impianto
Low voltage (400V or 230V)
Flue gas system
Electrostatic precipitator
Electrode feeding
Rapping system
Electrode heating
Hopper heating
Ash discharge conveyor
Ash rotary valves
Bicar system
Silo discharge system
Screw conveyors
Grinding mills
Dosing system
Conveying fan
No clogging system
Baghouse filter
Preheating air heater
Preheating air fan
Hopper tracing
Ash conveyor
Rotary valve
Exhaust gas fan (690V)
Urea storage and dosing
Tank heater
Mixing device
Dosing pump
Flue gas suction fan
Ash conveying system
Boiler-ESP ash
Conveyor to silo
Hopper tracing
Silo discharge system
Screw conveyor
Truck loading system
Baghouse filter ash
Conveyor to silo
Hopper tracing
Silo discharge system
screw conveyor
truck loading system
N°
P installed Total installed
kW
kW
Pads
kW
contemp
factor
Total adsorbed
kWh/h
control
139
2
4
8
2
1
1
37
0,25
1
6
3
1
74
1
4
12
3
1,1
30,0
0,2
0,5
8,0
2,2
1,0
0,6
0,5
1
0,5
1
1
36,0
0,4
3,6
8,0
2,2
1,0
direct
direct
direct
direct
direct
direct
1
1
1
1
1
1
3
2
19
6
11
0
3
2,2
18,5
5,5
11
0,25
2,0
2,0
15,0
3,0
9,0
0,2
1
1
1
1
1
1
2,0
2,0
15,0
3,0
9,0
0,2
direct
direct
direct
direct
direct
direct
1
1
10
2
2
see above
300
55
3
3
1
300
55
30
6
2,2
250,0
45,0
2,0
2,5
1,0
0,1
0,1
0,5
1
1
25,0
4,5
10,0
5,0
2,0
direct
direct
direct
direct
direct
2
4
1
8
1,5
4
1,1
7,5
1,0
3,0
0,5
6,0
1
1
0,5
1
1,0
3,0
0,5
6,0
direct
direct
direct
direct
1
1
2
1
17
4,0
3,5
1,0
3,0
0,2
1
1
0,2
0,2
0,2
4,0
3,5
0,2
0,6
0,04
direct
direct
direct
direct
direct
6
4
2
6
0
5,5
4
1,5
5,5
0,25
0
5,5
4
1,5
5,5
0,25
4,0
3,5
1,0
3,0
0,2
1
1
0,2
0,2
0,2
4,0
3,5
0,2
0,6
0,04
direct
direct
direct
direct
direct
2
90
180
80,0
0,5
OTHERS
Lighting
HVAC
FIRE FIGHTING
FIRE FIGHTING jokey
miscellanea
600
8
1
1
20
0,1
10
100
3
3
60
80
100
3
60
0,1
8,0
85,0
2,0
3,0
0,5
0,5
0
0,05
1
TOTAL > 400V
TOTAL < 400V
TOTAL calculated
3 kW
138 kW
141 kW
Air Compressor
1
1
1
1
1
6
4
2
6
0
1
1
1
1
1
80,0
direct
92
30,0
32,0
0,0
0,1
60,0
2350 kW
3729 kW
6079 kW
direct
direct
direct
direct
direct
1972
1916
3888
kWh/h
kWh/h
kWh/h
Tabella 4.4: Consumi elettrici bassa tensione (2° parte)
103
Valutazione economica dell’impianto
Riassumendo tutti i costi di esercizio:
COSTI DI ESERCIZIO IMPIANTO BIOMASSE 73 MWt - 2013
1 Personale
€
1.160.000,00
2 Servizio di manutenzione ordinaria e straordinaria (O&M)
€
2.200.000,00
3 Additivi per acqua caldaia e ciclo termico
€
75.000,00
4 Bicarbonato
€
560.000,00
5 Urea
€
252.000,00
6 Biomassa
€
8.640.000,00
7 Gasolio ausiliario
€
590.000,00
8 costi di trasporto per smaltimento ceneri in cementeria
€
800.000,00
€
14.277.000,00
SOMMA:
Tabella 4.5: Riepilogo costi di esercizio
4.12 Valore netto attuale (NPV), tempo di payback e Tasso interno di rendimento
(IRR)
Da ultimo andiamo ora a valutare 3 parametri economici fondamentali per giustificare o meno la
redditività del nostro impianto:
1) Il valore netto attuale (NPV)
2) Il tempo di payback
3) Il tasso interno di rendimento (IRR)
1. Il valore attuale netto è una metodologia tramite cui si definisce il valore attuale di una serie di
flussi di cassa non solo sommandoli contabilmente ma attualizzandoli sulla base del tasso di
rendimento. I flussi di cassa (NCF), a loro volta, sono la ricostruzione dei flussi monetari di una
azienda nell’arco del periodo di analisi. Il flusso prende in esame le variazioni numerarie
(entrate/uscite) le quali possono essere o in entrata (cash inflow) oppure in uscita (cash outflow).
NPV = Σ NCF (t) / (1+k)t
2. Si tratta del calcolo di numero di anni necessario per compensare l’investimento attraverso flussi
positivi. In pratica è la prima scadenza in cui si verifica un’inversione di segno nei saldi di cassa.
3. Il tasso di rendimento interno è un indice di redditività finanziaria di un flusso monetario. Nel
caso più comune di un investimento, rappresenta il tasso composto annuale di ritorno effettivo che
questo genera; in termini tecnici rappresenta il rendimento di un investimento.
104
Valutazione economica dell’impianto
Aliquota fiscale
Tasso annuo di attualizzazione (k)
Piano ammortamenti
T vita utile
V residuo
40%
5,0%
20
20
-
%/y
%/y
y
y
€
Investment
Operation Cost
Ammortamento
Revenue
71.000.000
14.277.000
3.550.000
35.447.000
€
€/y
€/y
€/y
Reddito imponibile
Imposte
17.620.000 €/y
7.048.000 €/y
CF
14.122.000 €/y
n
NCF annuo
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
NPV=  NCF (t) / (1+k)^t
NCF I - CF
NPV
T PAYBACK
NCF annuo attualizzato
13.449.524
12.809.070
12.199.115
11.618.204
11.064.957
10.538.054
10.036.242
9.558.325
9.103.167
8.669.683
8.256.841
7.863.658
7.489.198
7.132.570
6.792.923
6.469.451
6.161.382
5.867.983
5.588.555
5.322.433
104.991.334 €
tra 5 e 6 anni
Cumulata NCF attualizzati
13.449.524
26.258.594
38.457.709
50.075.913
61.140.870
71.678.923
81.715.165
91.273.491
100.376.658
109.046.341
117.303.182
125.166.840
132.656.038
139.788.607
146.581.531
153.050.982
159.212.364
165.080.346
170.668.901
175.991.334
NPV (Net Present Value)
-
57.550.476
44.741.406
32.542.291
20.924.087
9.859.130
678.923
10.715.165
20.273.491
29.376.658
38.046.341
46.303.182
54.166.840
61.656.038
68.788.607
75.581.531
82.050.982
88.212.364
94.080.346
99.668.901
104.991.334
Tabella 4.6: Valore netto attuale e tempo di payback
105
Valutazione economica dell’impianto
Aliquota fiscale
IRR
Piano ammortamenti
T vita utile
V residuo
40%
4,9650%
20
20
-
%/y
%/y
y
y
€
Investment
Operation Cost
Ammortamento
Revenue
71.000.000
14.277.000
3.550.000
35.447.000
€
€/y
€/y
€/y
Reddito imponibile
Imposte
17.620.000 €/y
7.048.000 €/y
CF
14.122.000 €/y
n
NCF annuo
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
IRR Tasso a cui si annulla l'NPV
NPV
T PAYBACK
IRR
NCF annuo attualizzato
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
14.122.000
13.454.008
12.817.614
12.211.322
11.633.708
11.083.417
10.559.155
10.059.691
9.583.853
9.130.522
8.698.635
8.287.177
7.895.181
7.521.727
7.165.938
6.826.979
6.504.053
6.196.401
5.903.302
5.624.067
5.358.041
105.514.790 €
tra 20 e 21 anni
4,9650%
Cumulata NCF attualizzati
13.454.008
26.271.622
38.482.944
50.116.652
61.200.069
71.759.224
81.818.914
91.402.767
100.533.289
109.231.924
117.519.101
125.414.282
132.936.009
140.101.947
146.928.926
153.432.979
159.629.380
165.532.682
171.156.750
176.514.790
NPV (Net Present Value)
-
57.545.992
44.728.378
32.517.056
20.883.348
9.799.931
759.224
10.818.914
20.402.767
29.533.289
38.231.924
46.519.101
54.414.282
61.936.009
69.101.947
75.928.926
82.432.979
88.629.380
94.532.682
100.156.750
105.514.790
Tabella 4.7: Tasso interno di rendimento
4.13 Conclusioni
In questo lavoro di tesi abbiamo fatto un’analisi tecnico ed economica di un moderno impianto di
generazione elettrica alimentato a biomasse. Siamo entrati abbastanza nel dettaglio in tutti i
componenti dell’impianto concentrandoci principalmente sulla caldaia a biomassa della quale
abbiamo fatto il dimensionamento termico e meccanico completo. Per quanto riguarda la caldaia
abbiamo prestato particolare attenzione al dimensionamento della griglia di combustione, che è
fondamentale scegliere opportunamente in virtù della biomassa bruciata, e alle sezioni della
radiante e della convettiva nella quale sono inseriti i banchi.
In questo capitolo 4 abbiamo visto nel dettaglio tutte le voci che concorrono alla determinazione del
prezzo dell’impianto sia per quanto riguarda le voci dei costi di investimento che per quanto
riguarda le voci con i costi di esercizio. Abbiamo visto che, pur essendo un impianto che vale
71.000.000 € e ha onerosi costi di esercizio annuali, il tempo di payback è relativamente breve dal
momento che il valore netto attuale (NPV) diventa positivo già tra il 5° ed il 6° anno grazie
principalmente alla tariffa incentivante di 175 €/MWh.
106
Bibliografia
Bibliografia
1. Donatello Annaratone,
Generatori di vapore – calcolo progettazione costruzione
Tamburini editore Milano, 1975.
2. Alfred Schack,
La trasmissione industriale del calore,
Editore Ulrico Hoepli Milano, 1965.
3. Donald Q. Kern,
Process Heat Transfer,
Mc Graw-Hill Kogakusha, Ltd, 1950.
4. Combustion Engineering Inc.,
Combustion Fossil Power Systems,
Joseph G. Singer Editor, 1981.
5. The Babcock & Wilcox Company,
Steam its generation and use,
John B. Kitto and Steven C. Stultz editors, 2005.
6. Francesco Sassi
Convegno ANIMP - ATI Sez. Lombardia : “TERMOVALORIZZAZIONE DI BIOMASSE E
RIFIUTI”, 10 Luglio 2007-Politecnico di Milano Bovisa
Ansaldo Caldaie S.p.A.
7. Giovanni Lozza,
Turbine a gas e cicli combinati,
Progetto Leonardo Bologna, Società Editrice Esculapio, 2000.
8. Ennio Macchi,
Fonti di energia, 2012
Dispensa del corso “Conversione dell’energia”, 1° anno L.M. Ingegneria Energetica.
107

KALORINA SERIE 23

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