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POLITECNICO DI MILANO

Scuola di Ingegneria Industriale e dell’Informazione

Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica

FLESSIBILIZZAZIONE DI UN CICLO COMBINATO TRAMITE

ACCUMULO TERMICO LOCALE

Relatore: Prof. Matteo Carmelo ROMANO

Co-Relatore: Prof. Paolo SILVA

Tesi di Laurea di:

Luca Cutone

matricola 823880

Anno Accademico 2015 – 2016

Ringraziamenti

Un sincero ringraziamento al prof Romano, del quale, al di là delle conoscenze scientifiche e della grande dispo-

nibilità, sono state particolarmente apprezzate le qualità umane della persona.

Un ringraziamento al prof Silva per i confronti costruttivi sugli argomenti trattati.

Un eterno grazie alla mia Famiglia, senza la quale niente di tutto questo sarebbe stato possibile.

Sommario

Il presente lavoro di tesi è finalizzato alla valutazione della possibilità di integrare un sistema di

accumulo dell’energia termica in un ciclo combinato di turbina a gas, con l’obiettivo di incre-

mentare la flessibilità operativa della centrale. Due innovativi schemi di processo sono analiz-

zati da un punto di vista tecnico-economico; un primo concept impiega sali fusi come fluido

termovettore e mezzo per l’accumulo di energia termica sensibile, mentre un secondo utilizza

sia sali fusi sia olio sintetico. I modelli d’impianto sono realizzati ed ottimizzati con il software

commerciale Thermoflex 25®. I bilanci di massa ed energia sono risolti sotto l’ipotesi di sta-

zionarietà, con lo scopo di stimare le prestazioni del sistema in condizioni nominali e di fuori

progetto. Definiti i criteri di funzionamento off-design, è analizzato l’esercizio dell’impianto a

carichi parziali per caratterizzare i processi di carica e scarica dell’accumulo. I risultati eviden-

ziano la presenza di vantaggi tecnici riguardevoli. La flessibilità operativa è significativamente

incrementata, dal momento che l’impianto è in grado di abbassare il suo minimo tecnico in

maniera sostanziale ed aumentare la riserva di picco di una discreta quantità. D’altra parte,

l’analisi economica mostra come siano necessari più alti prezzi massimi giornalieri dell’energia

elettrica venduta sul mercato del giorno prima affinché il ciclo combinato con accumulo ter-

mico diventi economicamente conveniente rispetto alla sua configurazione convenzionale.

Tuttavia, tale analisi economica comparativa tra le due tipologie di centrale, basata esclusiva-

mente sulla partecipazione al mercato dell’energia, si è mostrata insufficiente per cogliere a

pieno le potenzialità offerte dalla maggior flessibilità operativa garantita dalla tecnologia di ac-

cumulo: sono necessari ulteriori approfondimenti che prendano in considerazione la possibili-

tà per gli impianti di partecipare anche al mercato dei servizi di dispacciamento.

Parole chiave

Ciclo combinato

Flessibilità operativa

Accumulo di energia termica

Sali fusi

Abstract

This dissertation aims at assessing the benefits of integrating a Thermal Energy Storage (TES)

system into the boundaries of a Turbine Gas Combined Cycle to enhance the operational flex-

ibility of the power plant. TES systems have a great potential for the development of new

process schemes with higher flexibility to load changes as the thermal input to the power plant

can be partially decoupled from the power output. Two novel process concepts are investigat-

ed from a techno-economic perspective: the first one involves molten salts as heat transfer

fluid and storage medium, while the second one employs both molten salts and synthetic oil.

The plant models are implemented and optimized with commercial software Thermoflex 25®.

Extensive process simulation is performed in order to evaluate steady-state mass and energy

balances and estimate the performance of the integrated system at different loads. Partial load

operation criteria are defined and assessed to analyze the charging and discharging phases of

the TES systems. The results highlight valuable technical features but remarkable economic

issues. On one hand, the operational flexibility is improved to a good degree, as the plant is

capable of lowering its minimum and raising its maximum power outputs. On the other hand,

the economic analysis shows that higher daily maximum prices of electricity are needed for the

Combined Cycle integrated with the TES system to become profitable compared to a conven-

tional plant layout. However, more work has to be carried out in order to properly assess the

economic convenience of employing such technology at actual energy market conditions, con-

sidering the plants’ participation to ancillary markets.

Key words

Combined Cycle

Operational Flexibility

Thermal Energy Storage

Molten Salts

Indice

Introduzione ............................................................................................................................................ 1

Verso Una Nuova Modalità Di Utilizzo Dei Cicli Combinati ................................ 3 Capitolo 1

Il ruolo dei cicli combinati nel mercato elettrico liberalizzato ............................................ 3 1.1

Le politiche ambientali come spinta alla generazione da rinnovabili ................................ 4 1.2

La riduzione dei consumi elettrici come conseguenza della stagnazione economica ...... 6 1.3

L’eccesso di capacità del sistema energetico italiano ............................................................ 8 1.4

Gli effetti delle rinnovabili sul prezzo dell’energia elettrica .............................................. 10 1.5

La nuova modalità di utilizzo dei cicli combinati ............................................................... 13 1.6

Accumulo Termico Per La Flessibilizzazione Di Centrali Elettriche ................... 17 Capitolo 2

Classificazione delle modalità di stoccaggio ........................................................................ 17 2.1

Tecnologie di accumulo termico per la flessibilizzazione di centrali elettriche .............. 20 2.2

Impianti solari a concentrazione ................................................................................ 20 2.2.1

Centrali convenzionali a carbone ............................................................................... 22 2.2.2

Impianti eolici ............................................................................................................... 23 2.2.3

Impianti con letto fluido ad ossi-combustione e cattura di CO2.......................... 25 2.2.4

Cicli combinati: una proposta innovativa ................................................................. 26 2.2.5

Ciclo Combinato Convenzionale ............................................................................... 29 Capitolo 3

Condizioni ambiente di riferimento e caratteristiche del combustibile ........................... 29 3.1

Schema d’impianto .................................................................................................................. 30 3.2

Turbina a gas ................................................................................................................. 30 3.2.1

Caldaia a recupero ........................................................................................................ 31 3.2.2

Turbina a vapore .......................................................................................................... 33 3.2.3

Criteri di dimensionamento ................................................................................................... 34 3.3

Funzionamento in condizioni di progetto ........................................................................... 36 3.4

Funzionamento off-design ..................................................................................................... 39 3.5

Criteri di regolazione ................................................................................................... 39 3.5.1

Esercizio a carichi parziali ........................................................................................... 42 3.5.2

Funzionamento al minimo tecnico ....................................................................................... 46 3.6

Ottimizzazione della gestione del condensazione al minimo tecnico.................. 46 3.6.1

Diagramma T-Q al minimo tecnico ......................................................................... 48 3.6.2

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi: Dimensionamento ...................... 51 Capitolo 4

Schema d’impianto ................................................................................................................. 51 4.1

Criteri di progetto ................................................................................................................... 55 4.2

Perdite di carico HRSG, lato gas ............................................................................... 55 4.2.1

Circuito sali ................................................................................................................... 56 4.2.2

Dimensionamento dei serbatoi di accumulo ........................................................... 57 4.2.3

Turbina a vapore ......................................................................................................... 59 4.2.4

Risultati del dimensionamento .............................................................................................. 60 4.3

Risultati progetto ciclo con accumulo e confronto con ciclo di riferimento ...... 60 4.3.1

Scambiatore fumi/sali ................................................................................................. 62 4.3.2

Confronto tra HRSG convenzionale e HRSG con scambiatore fumi/sali ........ 65 4.3.3

Analisi del parallelo tra surriscaldatori di alta pressione e risurriscaldatori ......... 66 4.3.4

Serbatoi di accumulo dei sali fusi .............................................................................. 68 4.3.5

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi: Funzionamento Off-Design ..... 69 Capitolo 5

Modalità di gestione off-design ............................................................................................ 69 5.1

Gestione dei serbatoi .................................................................................................. 70 5.1.1

Funzionamento in condizioni di carico nominale continuo............................................. 73 5.2

Determinazione della gestione ottima dell’impianto in condizioni nominali ..... 74 5.2.1

Risultati esercizio nominale continuo e confronto con ciclo di riferimento ...... 76 5.2.2

Esercizio a carichi parziali continui ...................................................................................... 78 5.3

Funzionamento al minimo tecnico ...................................................................................... 79 5.4

Ipotesi del modello ...................................................................................................... 79 5.4.1

Ottimizzazione della pressione di condensazione al minimo tecnico ................. 81 5.4.2

Risultati e confronto con ciclo convenzionale ........................................................ 82 5.4.3

Funzionamento in ‘extra-power’ .......................................................................................... 88 5.5

Ipotesi del modello ...................................................................................................... 88 5.5.1

Risultati e confronto con ciclo convenzionale ........................................................ 89 5.5.2

Analisi tecnica al variare del ΔT di pinch point tra fumi e sali ......................................... 94 5.6

Ciclo Combinato Con Accumulo Termico A Sali Fusi Ed Olio Sintetico ......... 99 Capitolo 6

Schema d’impianto ................................................................................................................. 99 6.1

Parametri di progetto ........................................................................................................... 103 6.2

Risultati del dimensionamento ............................................................................................ 104 6.3

Confronto tra lo schema ‘SERIE’ e lo schema ‘PARALLELO’ ........................ 104 6.3.1

Confronto al variare dei ΔT caratteristici dell’HRSG ........................................... 107 6.3.2

Funzionamento fuori progetto ............................................................................................ 108 6.4

Esercizio in condizioni di carico nominale continuo ........................................... 109 6.4.1

Esercizio al minimo tecnico ..................................................................................... 110 6.4.2

Esercizio in ‘extra-power’ ......................................................................................... 112 6.4.3

Annullamento della potenza prodotta dalla turbina a vapore ............................. 114 6.4.4

Analisi Economica Comparativa ............................................................................. 117 Capitolo 7

Analisi dei costi di investimento .......................................................................................... 117 7.1

Assunzioni per il calcolo dei costi di capitale ......................................................... 118 7.1.1

Analisi dei CAPEX: ciclo con accumulo a sali fusi ............................................... 119 7.1.2

Analisi dei CAPEX: ciclo con accumulo a sali fusi ed olio diatermico .............. 121 7.1.3

Analisi economica del funzionamento annuo ................................................................... 123 7.2

Modello economico: descrizione ed assunzioni .................................................... 123 7.2.1

Funzionamento annuo: accumulo a sali fusi .......................................................... 125 7.2.2

Funzionamento annuo: accumulo a sali fusi ed olio sintetico ............................. 130 7.2.3

Analisi Dell’Esercizio Giornaliero ........................................................................... 133 Capitolo 8

Conclusioni E Sviluppi Futuri ........................................................................................................... 145

Appendici ................................................................................................................................................. I

Lista delle Figure ................................................................................................................................. VII

Lista delle Tabelle ................................................................................................................................. IX

Lista degli Acronimi ............................................................................................................................. XI

Bibliografia ......................................................................................................................................... XIII

Introduzione

Il panorama energetico italiano, europeo e mondiale ha subito negli corso degli ultimi due de-

cenni una profonda evoluzione ed è tutt’ora in continuo cambiamento. Un gran numero di

azioni volte all’incentivazione delle fonti rinnovabili, all’utilizzo razionale ed efficiente delle

risorse energetiche e alla promozione di tecnologie di generazione da fonte fossile a basso im-

patto ambientale sono state intraprese per garantire una produzione ed un impiego dell’energia

più sostenibili da un punto di vista economico, ambientale e sociale. Nell’ambito di questo

contesto energetico in costante evoluzione si inquadra un interesse sempre crescente nei con-

fronti delle tecnologie di accumulo dell’energia. Secondo l’International Energy Agency (IEA),

la possibilità di immagazzinare energia può costituire un importante strumento per supportare

obiettivi riguardanti la sicurezza energetica nazionale ed il cambiamento climatico; inoltre, può

fornire importanti servizi di rete in sistemi energetici già sviluppati ed in quelli in via di svilup-

po. Ad esempio, lo stoccaggio di energia può esser di grande aiuto per migliorare

l’integrazione tra le differenti tecnologie di generazione elettrica e può giocare un ruolo crucia-

le nella decarbonizzazione dei sistemi energetici, favorendo l’installazione di una maggior

quantità di impianti di produzione da fonti variabili ed aleatorie quali quelle rinnovabili. Inol-

tre, può consentire di migliorare l’accesso all’energia, incrementare la stabilità e l’affidabilità

della rete elettrica ed aumentare la flessibilità operativa delle centrali di generazione, suppor-

tando una maggior produzione di energia quando questa è richiesta.

Nella ‘Energy Storage Technology Roadmap’ [1], l’IEA definisce le linee guida per lo svi-

luppo delle tecnologie di accumulo dell’energia e delinea le prospettive per il loro utilizzo in

applicazioni nel settore della generazione di potenza. In tale ambito, particolare attenzione è

posta sulle tecnologie di accumulo dell’energia termica, considerate aventi un elevato potenzia-

le per esser efficacemente integrate all’interno di sistemi energetici caratterizzati da un alto li-

vello di penetrazione di fonti rinnovabili. In questo scenario di accresciuto interesse nei con-

fronti dell’accumulo di energia termica, l’IEA suggerisce ai ‘policy-makers’ di intraprendere

nell’immediato futuro azioni volte a supportare investimenti nella ricerca e nello sviluppo di

tecnologie di accumulo di energia termica ad alta temperatura per impianti di generazione di

grande taglia che consentano di ottimizzare la gestione del profilo di produzione, migliorando

la flessibilità operativa delle centrali.

L’obiettivo di questo lavoro di tesi è di approfondire la possibilità di integrare un sistema

di accumulo termico all’interno del volume di controllo di un ciclo combinato di turbina a gas

con il fine di incrementare la flessibilità operativa della centrale, valutandone vantaggi e svan-

taggi da un punto di vista sia tecnico sia economico.

Il Capitolo 1 descrive i cambiamenti che hanno caratterizzato l’evolversi del panorama

energetico italiano negli ultimi anni ed approfondisce le cause che hanno spinto gli impianti di

Introduzione

2

produzione da fonte fossile (ed in particolar modo i cicli combinati), progettati per soddisfare

il carico di base, a svolgere la nuova funzione di impianti di back-up delle fonti rinnovabili

aleatorie. Il quadro che ne viene fuori mostra come ai cicli combinati sia richiesta un crescente

flessibilità operativa per ridurre il minimo tecnico d’impianto e aumentare la potenza di picco.

Alla luce di questo scenario, si mette in evidenza come una tecnologia di accumulo termico

possa contribuire a fornire alla centrale quella maggior capacità di flessibilizzazione richiesta

dal sistema.

Il Capitolo 2 passa in rassegna i principali metodi di accumulo dell’energia, per poi foca-

lizzarsi sulle differenti modalità per immagazzinare energia termica. Infine, sono portati alcuni

esempi di applicazioni commerciali e di ‘concept-study’ legati all’utilizzo di tecnologie di ac-

cumulo termico in impianti di generazione di potenza e viene evidenziato il ruolo da queste

assunto per garantire alle centrali una maggior flessibilità operativa.

Il Capitolo 3 presenta il modello di un ciclo combinato nella sua configurazione conven-

zionale, utilizzato come benchmarck di riferimento contro cui valutare le prestazioni

dell’impianto integrato con il sistema di accumulo termico. Vengono illustrati i principali input

per il dimensionamento, il funzionamento in condizioni di progetto e le modalità di regolazio-

ne per l’esercizio ai carichi parziali.

Il Capitolo 4 descrive le modifiche da apportare al ciclo combinato tradizionale per con-

sentire l’introduzione di un sistema di accumulo termico a sali fusi nella sezione di alta tempe-

ratura della caldaia a recupero. Sono quindi definiti i parametri utilizzati per il progetto del si-

stema e vengono descritti i risultati del dimensionamento.

Il Capitolo 5 analizza il funzionamento del ciclo combinato dotato del sistema di accumu-

lo termico a sali fusi in condizioni di fuori progetto. Vengono definite in dettaglio le modalità

di gestione dell’impianto che sono alla base delle fasi di carica e scarica dell’accumulo termico:

è approfondito l’esercizio in condizioni di minimo tecnico e di ‘extra-power’.

Il Capitolo 6 descrive la possibilità di integrazione di un secondo sistema di accumulo

termico ad olio sintetico nella zona di bassa temperatura della caldaia a recupero. Viene illu-

strato lo schema d’impianto ed analizzato il funzionamento della centrale in condizioni nomi-

nali e di off-design. È quindi messo in luce come tale sistema fornisca alla centrale un ulteriore

grado di flessibilizzazione.

Il Capitolo 7 presenta un’analisi economica comparativa tra il ciclo combinato convenzio-

nale di riferimento ed il ciclo integrato con il sistema di accumulo termico. In prima analisi,

sono confrontati i costi di capitale necessari a sostenere gli investimenti iniziali; in seguito, è

proposta un’analisi di fattibilità degli stessi al variare di alcuni parametri di merito come il co-

sto del combustibile ed il prezzo dell’elettricità.

Il Capitolo 8, infine, analizza l’esercizio giornaliero delle due tipologie di impianto, con-

frontando possibili piani di produzione per la vendita dell’energia sul mercato del giorno pri-

ma.

Capitolo 1

Verso Una Nuova Modalità Di Utilizzo Dei Cicli

Combinati

Il ruolo dei cicli combinati nel mercato elettrico liberalizzato 1.1

Il Decreto Legislativo 16 marzo 1999 n. 79, meglio noto come ‘Decreto Bersani’, segna l’inizio

di una vera e propria rivoluzione per il settore elettrico italiano. Se, in precedenza, la totalità

della produzione dell’energia elettrica e la sua distribuzione sull’intero territorio nazionale era-

no affidate ad un singolo operatore – che si configurava quindi come monopolista statale ver-

ticalmente integrato in tutte le fasi della filiera – le nuove norme, istituendo la liberalizzazione

del mercato elettrico, consentono a soggetti privati di esercitare le attività di produzione, im-

portazione, esportazione, acquisto e vendita di energia elettrica [2]. Vengono inoltre introdotte

delle nuove direttive riguardanti la modalità di determinazione del prezzo dell’energia elettrica.

Se prima era fissato dal monopolista sulla base dei costi sostenuti per produzione, trasmissione

e dispacciamento dell’energia elettrica, la liberalizzazione del mercato porta all’istituzione della

Borsa Elettrica Italiana, in cui il prezzo dell’energia corrisponde al prezzo di equilibrio ottenu-

to dall’incontro tra le quantità di energia elettrica domandate e quelle offerte dagli operatori

che vi partecipano.

L’apertura del mercato porta l’ingresso nel settore della produzione di diversi nuovi opera-

tori, i quali sviluppano il proprio parco impianti basandosi principalmente sulla tecnologia dei

cicli combinati a gas (TGCC). I bassi costi di investimento, gli elevati rendimenti di conversio-

ne dell’energia chimica del combustibile in elettricità, il basso tempo di costruzione e messa in

esercizio dell’impianto, la limitata richiesta di acqua di raffreddamento (e quindi la maggior

flessibilità nella scelta del sito in cui realizzare l’impianto) e le minori emissioni di agenti inqui-

nanti e gas serra rispetto alle centrali a carbone, fanno sì che i cicli combinati si affermino, a

partire dalla fine degli anni novanta, come la tecnologia di punta per la produzione di energia

elettrica. Tali impianti, pensati, progettati e costruiti per soddisfare il carico di base, vedono

così allargare di anno in anno la loro fetta nella torta del mix produttivo italiano. Inoltre, il

blackout nazionale del 28 settembre 2003 porta alla luce la mancanza di sufficiente potenza

installata sul territorio italiano, spingendo molti operatori ad installare ulteriori cicli combinati.

Il grafico di Figura 1.1 permette di apprezzare la rapida crescita del numero di sezioni e

della potenza efficiente lorda dei cicli combinati italiani per sola produzione di energia elettrica

durante i primi anni 2000. Per singola sezione si intende il complesso costituito da: motore

Capitolo 1

4

primo termico, generatore di vapore, generatore elettrico, apparecchiature del ciclo termico,

trasformatore e servizi ausiliari. La potenza efficiente di una sezione è la massima potenza elet-

trica possibile per una durata di funzionamento sufficientemente lunga per una produzione

esclusiva di potenza attiva, supponendo tutte le parti degli impianti interamente in efficienza

ed una disponibilità ottimale di combustibile e di acqua di raffreddamento; la potenza efficien-

te è lorda se misurata ai morsetti dei generatori elettrici, netta se valutata all’uscita

dell’impianto.

Figura 1.1 - Potenza efficiente lorda e del numero di sezioni dei cicli combinati [3]

Nell’ottica di soddisfare il carico di base, i cicli combinati entranti in funzione a partire dai

primi anni 2000 sono progettati per lavorare in condizioni di on-design per un elevato numero

di ore equivalenti all’anno; con lo scopo di minimizzare il costo dell’energia elettrica prodotta,

particolare attenzione è posta sulla massimizzazione della loro efficienza, a scapito di una scar-

sa capacità di flessibilizzazione. Infatti, un funzionamento ‘base-load’ con cui la rete elettrica è

alimentata con continuità, consente agli operatori di ottenere una più grande e veloce remune-

razione del capitale investito. Al giorno d’oggi, i più moderni cicli combinati consentono di

ottenere rendimenti superiori al 60%, valori di gran lunga superiori rispetto a quelli che carat-

terizzano qualsiasi altra tecnologia industriale di generazione elettrica [3].

Le politiche ambientali come spinta alla generazione da rinnovabili 1.2

Negli stessi anni in cui il processo di liberalizzazione del settore dell’energia viene gradualmen-

te messo in pratica, la crescete attenzione verso le problematiche ambientali legate alle emis-

sioni di gas serra influenza notevolmente le politiche energetiche dell’Unione Europea: lo svi-

luppo del parco di generazione elettrica comunitario risulta essere notevolmente influenzato

1.601 2.365 3.626

5.955

10.257

12.761

15.534

18.940

21.711

5 8

11

18

26

32

37

43

53

0

10

20

30

40

50

60

0

5000

10000

15000

20000

25000

2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007 2008

N° MW potenza efficiente lorda numero sezioni

Verso Una Nuova Modalità Di Utilizzo Dei Cicli Combinati

5

dagli obiettivi che l’UE si prefigge di raggiungere entro il 2020. Con la Direttiva ’20-20-20’ del

2009 [4], l’Unione Europea intende:

ridurre delle emissioni di gas a effetto serra di almeno il 20% rispetto al 1990

raggiungere una quota del 20% di energie rinnovabili sul totale dei consumi energetici

lordi nei settori elettrico, termico e trasporti, con un contributo minimo del 10% di

biocarburanti al consumo di combustibili per autotrazione in ciascuno dei Paesi mem-

bri

ottenere un risparmio dei consumi energetici del 20% rispetto alle proiezioni. Questo

obiettivo non è vincolante essendo implicito negli altri sopra riportati

In linea con le decisioni prese a livello comunitario riguardo alla necessità di limitare le

emissioni inquinanti, con il Piano di Azione Nazionale (PAN) [5] stilato nel 2010, l’Italia defi-

nisce strategie e traiettorie per conseguire i target che le sono stati assegnati dall’UE, introdu-

cendo un ulteriore obiettivo, non vincolante, relativo al settore elettrico: coprire, entro il 2020,

il 26,4% dei Consumi Finali Lordi (CFL) di energia nel settore elettrico con energia prodotta

da fonti rinnovabili.

Una generosa politica di incentivazione delle Fonti di Energia Rinnovabili (FER) viene

subito messa in atto per raggiungere gli obiettivi prepostisi. Il risultato è una crescita esponen-

ziale della potenza installata associata a fonti rinnovabili. L’istogramma di Figura 1.2 ritrae, per

ogni anno, la potenza efficiente lorda installata alla fine dell’anno precedente, cui si somma la

capacità rinnovabile installata nello stesso anno.

Figura 1.2 - Potenza rinnovabile totale installata in Italia [6]

0

10.000

20.000

30.000

40.000

50.000

60.000

2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

MW potenza installata alla fine dell'anno precedente potenza addizionale

Capitolo 1

6

Nel 2014 gli impianti alimentati da fonti rinnovabili raggiungono una quota pari al 40,3%

della potenza complessiva installata in Italia e il 43,1% della produzione lorda totale. Rispetto

al Consumo Interno Lordo (CIL) di energia elettrica, dato dalla somma di produzione lorda e

saldo scambi con l’estero (import meno export) al netto della produzione da pompaggi, nel

2014 l’energia elettrica prodotta da fonti rinnovabili fornisce un contributo pari al 37,5%, con-

tro il 33,9% del 2013.

La crescita delle FER è così rapida da permettere all’Italia di raggiungere già nel 2012

l’obiettivo prefissato dal Piano di Azione Nazionale di coprire, entro il 2020, il 26,4% dei con-

sumi finali lordi di energia nel settore elettrico con energia prodotta da fonti rinnovabili, come

illustrato in Figura 1.3.

Figura 1.3 - Quota dei CFL nel settore elettrico coperta da FER e traiettoria PAN [6]

La riduzione dei consumi elettrici come conseguenza della stagna-1.3

zione economica

Un altro elemento chiave che a fine anni 2000 influenza profondamente il panorama energeti-

co italiano è la crisi economica che si diffonde nell’Eurozona a partire dal 2009. La Figura 1.4

mostra l’andamento della richiesta di energia elettrica in Italia a cavallo degli anni 2010 e mette

in risalto come tra il 2008 e il 2009 si assista ad una brusca frenata dei consumi elettrici.

16,3% 15,9%

16,0% 16,6%

18,8% 20,1%

23,5%

27,4%

31,3%

18,7% 19,6%

20,3%

21,0%

21,7%

22,4%

23,1%

23,9%

24,6%

25,5%

26,4%

0%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

2005200620072008200920102011201220132014201520162017201820192020

quota % di energia rinnovabile sul consumo finale lordo nel settore elettrico


7

Figura 1.4 - Andamento dei consumi elettrici in Italia a cavallo del 2010 [6]

Nonostante una ripresa nel biennio 2010-2011, tra il 2012 e il 2014 gli usi finali di energia

elettrica rallentano ulteriormente, raggiungendo nel 2014 il valore più basso dal 2001. Paralle-

lamente, diminuisce anche la produzione lorda totale di elettricità, passata dai 303 TWh del

2011 ai 280 TWh del 2014. In tale contesto, si riduce l’utilizzo di tutte le fonti fossili, in special

modo del gas naturale, e aumenta l’utilizzo delle rinnovabili. Nel 2014 il 33,5% della produ-

zione lorda nazionale è derivato da gas naturale, rispetto al 47,8% del 2011. Il peso delle rin-

novabili passa dal 27,4% del 2011 al 43,1% del 2014. Le rinnovabili superano dunque il gas

naturale e si affermano come la principale fonte primaria per generazione elettrica [7].

Tuttavia, la riduzione del fabbisogno energetico complessivo può essere spiegata solo in

parte con il calo della domanda. Infatti, i Consumi Finali Lordi risultano largamente inferiori

alle attese, non solo per effetto della crisi economica, che ha determinato una contrazione rile-

vante della domanda e dei consumi, ma anche a causa delle diverse iniziative intraprese

dall’Italia volte al risparmio e all’efficienza energetica, pilastri portanti della Strategia Energeti-

ca Nazionale approvata nel 2013 [8]. Infatti, le misure prese in termini di efficientamento

energetico hanno portato ad un calo dell’intensità energetica complessiva – rapporto tra con-

sumo interno lordo e PIL (prodotto interno lordo) – e al miglioramento dell’indice ODEX

(parametro sintetico di miglioramento dell’efficienza energetica) per l’intera economia italiana,

accresciuto nel 2013 del 13,4% rispetto al 1990. La contrazione degli usi energetici e il conco-

mitante sviluppo delle rinnovabili nei diversi comparti energetici (elettrico, termico e trasporti)

contribuisce a far raggiungere all’Italia già nel 2013 gli obiettivi europei previsti per il 2020,

ovvero conseguire un’incidenza delle fonti rinnovabili sui Consumi Finali Lordi pari al 16,7%,

valore solo tre decimi di punto al di sotto del target europeo [9].

309.817

317.533 318.953

319.037

299.915

309.884

313.792

307.220

297.288

291.084

275.000

285.000

295.000

305.000

315.000

325.000

2005 2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

GWh consumi elettrici

Capitolo 1

8

L’eccesso di capacità del sistema energetico italiano 1.4

L’istogramma di Figura 1.5, mostrando l’energia prodotta annualmente a partire dalle differen-

ti fonti primarie, sintetizza i principali fattori che hanno caratterizzato l’evolversi del panorama

energetico italiano:

- l’aumento della produzione di energia elettrica da gas naturale con cicli combinati a gas

agli inizi degli anni 2000 e il successivo declino degli impianti TGCC a partire dal 2009

- l’aumento della penetrazione delle FER non programmabili a partire dalla fine degli

anni 2000

- la diminuzione dei consumi a seguito della crisi economica del 2009 e dell’introduzione

delle nuove norme per il miglioramento dell’efficienza energetica

Figura 1.5 - Produzione annuale di energia elettrica, classificata per primaria utilizzata [6]

Il combinarsi di questi fattori ha spinto il settore della generazione elettrica verso una

condizione di ‘over-capacity’: la potenza efficiente netta installata risulta essere di gran lunga

superiore rispetto alla punta di domanda, per cui il parco di generazione elettrica è in grado di

garantire un significativo margine di riserva alla punta [10]. Di fatto, le notevoli modifiche ap-

portate al settore energetico a partire dagli inizi del nuovo millennio, hanno fatto sì che l’Italia

si trovasse in una condizione di eccesso di capacità dalla fine degli anni 2000. L’andamento del

margine di riserva alla punta è rappresentato in Figura 1.6. È ben evidente come il divario tra il

picco di domanda e la totale potenza disponibile alla punta si allarghi sempre di più di anno in

anno.

51 54 48 47 54 48 51 48 58 69 77 83 92 112 121 26 32 35 39 46 44 44 44 43 40 40 45

49 45 43

98 96 99 117

130 149 158 173 173 147 153 145 129 109 94 86 75 77

66 47 36

34 23 19 16

10 8 7 5 5 16 22 24 25 27 27 27 27 26

20 23 22 22 18 17 277 279 284

294 303 304 314 314 319

293 302 303 299 290 280

0

50

100

150

200

250

300

350

2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

TWh FER carbone gas naturale prod. petroliferi altro


9

Figura 1.6 - Andamento annuo del margine di riserva alla punta [11]

In tale situazione di ‘over-capacity’ in cui anche le offerte di vendita a prezzo zero risulta-

no rifiutate sempre più frequentemente, si intensifica il processo di progressiva erosione dello

spazio di mercato del parco termoelettrico, compresso tra la flessione della domanda e il con-

solidamento della generazione rinnovabile [11]. La Figura 1.7 mostra come i volumi comples-

sivamente offerti nel sistema scendono nel 2014 a 512 TWh e come le quote accettate da fonti

tradizionali diminuiscano progressivamente negli anni, in concomitanza con l’incremento delle

quantità accettate da fonte rinnovabile.

Figura 1.7 - Andamento delle quantità accettate su MGP e delle quantità fuori borsa [12]

37 35 48 58 59 60 74 91 101

292 295 289 256 259 252 225 198 181

126 150 158 186 191 227 257 243 230

455 480 495 500 509

539 556

532 512

0

100

200

300

400

500

600

2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

TWh accettata-fonti rinnovabili accettata-fonti tradizionali non accettata

Capitolo 1

10

La crescita esponenziale della generazione da FER contribuisce ad estremizzare ulterior-

mente il profilo della domanda residua, ossia della parte di carico – definita come differenza

tra fabbisogno totale e apporto fornito dalle fonti rinnovabili non programmabili e dalla gene-

razione distribuita – che deve essere soddisfatta da generazione programmabile. La Figura 1.8

rappresenta, per le 24 ore, la curva dei prelievi medi orari mensili e la curva ottenibile sot-

traendo a tali prelievi le immissioni medie orarie mensili degli impianti eolici e solari rilevanti e

degli impianti non rilevanti, in relazione ai giorni lavorativi del mese di Maggio del 2012 e 2014

per l’intera Italia [12]. Si evince chiaramente il significativo abbassamento della domanda resi-

dua nelle ore centrali della giornata e il progressivo aumento della rampa serale, che diviene

maggiormente pronunciata e ripida e nettamente più accentuata di quella osservata in corri-

spondenza delle ore mattutine. In particolare, la maggior pendenza del profilo di carico resi-

duo nelle ore preserali rispetto a quella del profilo di fabbisogno complessivo è attribuibile al

venir meno del fotovoltaico quando si sta raggiungendo il picco serale.

Figura 1.8 - Confronto tra il profilo del carico residuo del 2012 e del 2014 [11]

Gli effetti delle rinnovabili sul prezzo dell’energia elettrica 1.5

Appare evidente come anno dopo anno, a fronte di un profilo di consumo pressoché invaria-

to, sebbene su livelli significativamente più bassi, il forte incremento della capacità non pro-

grammabile installata determini un’inevitabile riduzione della quantità di domanda su cui le

tecnologie termoelettriche possono competere. Infatti, il mutamento nell’andamento della

domanda residua incide profondamente sul profilo dei prezzi orari sul Mercato del Giorno

Prima (MGP): il forte incremento del livello di penetrazione da FER non programmabili e la

priorità di dispacciamento di cui gode l’energia prodotta da fonte rinnovabile, insieme al ral-

lentamento dei consumi di energia elettrica, determinano un progressivo cambiamento

dell’andamento giornaliero del Prezzo Unico Nazionale (PUN) dell’energia elettrica che si

forma su MGP. Se in passato le ore diurne, in corrispondenza delle quali si ha la massima ri-


11

chiesta di energia elettrica in rete, erano caratterizzate dai prezzi più alti, al giorno d’oggi i

prezzi più alti si formano nelle ore preserali (17-21), ovvero nelle ore in cui cessa progressiva-

mente la produzione fotovoltaica [13]. Tale cambiamento è ben evidente in Figura 1.9, che

riporta la variazione degli andamenti del prezzo dell’elettricità sul mercato del giorno prima tra

2010 e 2014. Al fine di epurare l’analisi da altri fattori che possono influire sul prezzo giorna-

liero dell’elettricità, uno su tutti il prezzo del gas naturale, si riporta sulle ordinate il rapporto

tra il PUN medio orario e il PUN medio annuo.

Figura 1.9 - Andamento del rapporto tra il PUN medio orario e il PUN medio annuo [14]

Confrontando gli anni 2010 e 2014 si nota come per quest’ultimo la forma della curva si

contraddistingua per un più basso carico nelle ore di luce e da una rampa serale molto più ri-

pida e più severa rispetto a quella mattutina. Nelle ore di fuori picco mattutino (1-9) e nelle ore

serali (19-24), in cui la produzione fotovoltaica è assente o estremamente ridotta, i prezzi

dell’energia elettrica nel 2014 risultano superiori ai prezzi del 2010; invece, nelle ore centrali

della giornata, grazie all’apporto significativo della produzione fotovoltaica, i prezzi medi nel

2014 risultano inferiori rispetto al 2010. [7]. Come la Figura 1.10 mette ben in luce, tale anda-

mento è maggiormente accentuato nelle giornate festive o non lavorative, caratterizzate da un

più basso carico. In tali giorni, infatti, risulta essere ancor più marcata la differenza tra il prez-

zo più elevato, che si registra nelle ore preserali, e il prezzo più basso, che si forma non più

nelle ore notturne, in cui è minima la richiesta della rete, ma nelle ore diurne, in cui è massima

la produzione da fotovoltaico. L’azione del fotovoltaico permette di fatto di smussare il picco

che in anni come il 2010 caratterizzava le ore centrali della giornata, determinando quindi un

effetto di ‘peak shaving’.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

1,6

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24ore

2010 2011 2012 2013 2014

Capitolo 1

12

Figura 1.10 - Andamento tipico del PUN in un giorno festivo [14]

Durante le ore diurne, l’elettricità è prodotta in gran quantità dagli impianti fotovoltaici

con costi variabili quasi nulli. Gli impianti termoelettrici, ed in particolar modo i cicli combina-

ti, sono quindi costretti a rimanere in esercizio (a causa dei loro vincoli tecnici di start-up,

shut-down e di minimo tecnico) accettando di produrre anche in ore in cui i prezzi di mercato

risultano inferiori ai loro costi marginali, oppure a spegnersi del tutto [14]. Nelle ore serali, la

riduzione di produzione solare si somma alla normale crescita dei consumi che precede la pun-

ta di fabbisogno serale e gli impianti convenzionali si fanno carico di fronteggiare la rapida

presa di carico garantendo la richiesta elettrica della rete. Sfruttando questa situazione, i cicli

combinati offrono in borsa l’energia elettrica prodotta ad un prezzo maggiorato che possa

compensare i mancati ricavi ottenuti durante le ore diurne, determinando così il picco serale

del PUN.

D’altro canto, l’inserimento sul sistema elettrico della nuova ingente capacità di generazio-

ne da FER determina, in particolar modo in giornate di bassissimo carico come i giorni festivi,

forti criticità di esercizio a livello di gestione del sistema nel suo complesso, soprattutto duran-

te le ore diurne. In tali occasioni, infatti, la minore presenza di unità di produzione capaci di

variare rapidamente il carico per effettuare la regolazione primaria, secondaria e terziaria,

escluse dal mercato dalla presenza della generazione rinnovabile con priorità di dispacciamen-

to, può portare a non avere a disposizione il numero minimo di impianti necessari per la forni-

tura di tutti i servizi di rete indispensabili a garantire la gestione in sicurezza del sistema elettri-

co nazionale [15]. In particolare, la maggior produzione rinnovabile, riducendo la porzione di

carico soddisfatta da unità programmabili e dotati quindi della capacità di mantenere costan-

temente in equilibrio immissioni e prelevi di energia elettrica, rende complessa la costituzione

dei margini di riserva necessari a garantire il bilanciamento in tempo reale della rete elettrica

[13].

Infatti, per far fronte all’aleatorietà e intermittenza intrinseca nella produzione di energia

elettrica da fonte rinnovabile e garantire al tempo stesso sicurezza e stabilità della rete, il gesto-

0,00

10,00

20,00

30,00

40,00

50,00

60,00

70,00

0 4 8 12 16 20 24

€/MWh

ora

PUN orario di domenica 10/05/2015


13

re si trova spesso nelle condizioni di dover approvvigionare maggiori quantitativi di riserva.

Tipicamente, impianti programmabili come i cicli combinati, con elevate capacità di modula-

zione e rapidi tempi di risposta, vengono mantenuti in esercizio a carico parziale per poi esser

pronti, qualora fosse necessario, a fornire la potenza richiesta per garantire il bilanciamento in

tempo reale dei flussi di potenza sul sistema.

La nuova modalità di utilizzo dei cicli combinati 1.6

I diversi fattori fin qui analizzati spingono, a partire dalla fine degli anni 2000, gli impianti

termoelettrici, ed in particolar modo i cicli combinati a gas, verso una nuova modalità di utiliz-

zo. Infatti, gli effetti:

- delle scelte in materia di politica ambientale, che hanno spinto la penetrazione delle

fonti di energia rinnovabili non programmabili accrescendo la loro rilevanza nel mix

produttivo italiano

- delle nuove norme introdotte con la liberalizzazione del settore elettrico, che garanti-

scono alle FER la priorità di dispacciamento

- della situazione di ‘over-capacity’ in cui il sistema elettrico italiano viene a trovarsi con

l’entrata in esercizio negli ultimi quindici anni di numerosi impianti, sia termoelettrici

che rinnovabili

- dell’azione congiunta di stagnazione economica e maggiore efficienza energetica, che

ha comportato il decremento del fabbisogno di energia elettrica

- della disponibilità di energia a basso costo (e quindi più competitiva in un mercato

concorrenziale) proveniente dall’estero, soprattutto dalla Francia

- dell’elevato costo del gas naturale e della sua volatilità sui mercati all’ingrosso

- della necessità di garantire l’esercizio sicuro della rete elettrica

hanno fatto sì che gli impianti TGCC, nati per soddisfare il carico di base, iniziassero a

giocare un ruolo diverso da quello per cui erano stati progettati, svolgendo la nuova funzione

di impianti di back-up delle FER aleatorie, con il fine di garantire il funzionamento in sicurez-

za del sistema elettrico [16].

La significativa diminuzione dell’impiego dei cicli combinati italiani è ben illustrata in Fi-

gura 1.11, che mostra l’andamento del numero di ore equivalenti rapporto tra la produzione

lorda generata in un anno e la potenza efficiente lorda installata per gli impianti con sola

produzione di energia elettrica negli ultimi anni:

Capitolo 1

14

Figura 1.11 - Andamento annuo delle heq dei TGCC con sola produzione di elettricità [6]

È ben evidente la riduzione di utilizzo dei cicli combinati, che vengono sempre più utiliz-

zati per coprire le punte di carico. La Figura 1.12 mostra un andamento tipico giornaliero della

potenza prodotta dalla turbina a vapore di un moderno ciclo combinato in configurazione 2x1

– ovvero dotato di due turbogas, due caldaie a recupero ed una turbina a vapore.

Figura 1.12 - Potenza prodotta dalla turbina a vapore di un ciclo combinato

Si evince la necessità di modificare la produzione in tempi rapidi, funzionare spesso a cari-

co ridotto in condizioni di off-design e subire continue accensioni, spegnimenti e variazioni di

carico. L’impianto, che non è in funzione durante la notte, è di fatto utilizzato come un gene-

ratore ‘load-following’ per soddisfare le punte di carico mattutine e serali, mentre è mantenuto

in esercizio a bassi regimi di produzione durante le ore pomeridiane.

Alla luce del profilo di produzione giornaliero illustrato, è possibile immaginare i vantaggi

offerti dall’inserimento di un opportuno sistema di accumulo dell’energia all’interno del volu-

me di controllo della centrale. Le ore centrali della giornata, durante le quali l’impianto è in

0

1000

2000

3000

4000

5000

2005 2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

heq ore equivalenti

0

50

100

150

200

250

00:00 02:24 04:48 07:12 09:36 12:00 14:24 16:48 19:12 21:36 00:00

MW

ora

potenza turbina a vapore


15

esercizio a carichi parziali, possono essere utilizzate per completare la fase di carica

dell’accumulo. L’energia immagazzinata potrà poi esser sfruttata nelle ore serali o mattutine di

elevata richiesta, scaricando l’accumulo ed ottenendo così un surplus di potenza da immettere

in rete nelle ore in cui è maggiore la remunerazione ottenuta dalla vendita dell’elettricità.

Capitolo 1

16

Capitolo 2

Accumulo Termico Per La Flessibilizzazione Di

Centrali Elettriche

I numerosi cambiamenti che hanno contraddistinto l’evoluzione del settore della generazione a

partire dagli inizi del nuovo millennio hanno fatto sì che ai cicli combinati a gas fosse attribuita

la nuova funzione di impianti di back-up del sistema elettrico, necessari a bilanciare l’output

fluttuante ed intermittente delle fonti rinnovabili. In tale contesto, gli operatori dei cicli com-

binati sono chiamati a far fronte ad una sempre maggiore difficoltà nella gestione degli impian-

ti, dal momento che questi sono comunemente soggetti ad ampie variazioni di carico e ripetuti

cicli quotidiani di avviamento e spegnimento. Ne consegue che impianti dotati di una maggio-

re flessibilità operativa, ovvero aventi una capacità di minimo tecnico inferiore e capaci di pro-

durre una potenza di picco maggiore possono competere in maniera più efficace nel mercato

della produzione elettrica [17].

Classificazione delle modalità di stoccaggio 2.1

Un possibile metodo per accrescere la flessibilità operativa di un generico sistema energetico

per generazione di elettricità consiste nell’introdurre al suo interno un opportuno sistema di

accumulo dell’energia. Accumulare energia significa immagazzinare temporaneamente energia

in una qualsiasi delle sue diverse forme – potenziale (chimica o gravitazionale), cinetica, elettri-

ca o termica – per mezzo di un apposito sistema che prende il nome di accumulatore [18].

L’energia stoccata può essere quindi utilizzata in un secondo momento per eseguire alcune

utili funzioni. Ad esempio, una tecnologia di accumulo di energia permette di ottimizzare la

potenza elettrica prodotta dall’impianto in modo indipendente dalla quantità di potenza termi-

ca in input, mitigando così la discrepanza tra domanda ed offerta, e consente di velocizzare le

variazioni di carico o di abbassare temporaneamente il minimo tecnico [19]. La Figura 2.1 mo-

stra una classificazione delle varie tecniche utilizzabili per realizzare tecnologie di accumulo,

distinte in base alla forma di energia che sono in grado di immagazzinare.

Capitolo 2

18

Figura 2.1 - Classificazione dei sistemi di stoccaggio dell'energia [22]

Le tecnologie di accumulo più studiate per applicazioni nel campo della produzione di po-

tenza si basano sull’accumulo di energia sotto forma di calore. I sistemi di accumulo

dell’energia termica, in inglese chiamati ‘Thermal Energy Storage (TES) systems’, possono es-

sere classificati a seconda del livello di temperatura di esercizio cui operano (alto, medio o bas-

so) ed in base al meccanismo di accumulo dell’energia che impiegano [20]. Si distinguono si-

stemi che sfruttano:

- il calore sensibile. L’energia termica che il materiale che realizza l’accumulo riceve o

cede si traduce in una variazione della sua energia interna, ovvero in un incremento o

riduzione di temperatura, senza alcun cambiamento di fase nell’intervallo di tempera-

tura caratteristico del processo; la quantità di energia accumulata può essere calcolata

per mezzo dell’Equazione 2.1 [18]:

m cp T (2.1)

Dove è la quantità di energia stoccata nel materiale [J], m è la massa del materia-

le che consente l’accumulo [kg], cp il suo calore specifico medio [J/kgK], T è la varia-

zione di temperatura che esso subisce durante il processo [K].

Le sostanze utilizzate per immagazzinare calore sensibile possono essere solide –

ad esempio per applicazioni ad alta temperatura vengono usati calcestruzzo e cerami-

che calcinabili – o liquide, come oli sintetici o sali fusi. Ai fini dell’accumulo sensibile,

più grande è la capacità termica del materiale, maggiore è la sua capacità di immagazzi-

nare energia. In generale, nella scelta di una sostanza da impiegare in una tecnologia di

accumulo sensibile, i principali parametri da tenere in considerazione sono: la densità,

il calore specifico, le temperature di esercizio, la conduttività e la diffusività termica, la

tensione di vapore, la stabilità chimica, la compatibilità con altri materiali e la reversibi-

lità sotto un grande numero di cicli di carica e scarica. La stessa sostanza deve inoltre

garantire piccole perdite termiche, basso costo e basso impatto ambientale [20].

- il calore latente. Utilizza la variazione di entalpia associata ad un cambio di fase della

sostanza che realizza l’accumulo per immagazzinare o rilasciare calore a temperatura

circa costante; i materiali impiegati per accumulo di calore latente vengono chiamati

‘Phase Change Materials’ (PCM) e, di solito, sfruttano la transizione di fase solido-

Accumulo Termico Per La Flessibilizzazione Di Centrali Elettriche

19

liquido. La quantità di calore immagazzinata durante il processo può essere determina-

ta utilizzando l’Equazione 2.2 [21]:

m cp,s (Tm Ts) h cp,l (Tl Tm) (2.2)

Dove è la quantità di energia stoccata nel materiale [J], m è la massa del materiale di

accumulo [kg], cp,s e il calore specifico medio rispettivamente del solido e del liqui-

do, h la variazione di entalpia associata al cambiamento di fase, Tm la temperatura di

fusione, Ts la temperatura del solido e Tl quella del liquido.

Sistemi di accumulo che sfruttano il calore latente sono capaci di immagazzinare

una grade quantità di energia in un volume relativamente piccolo, per cui tecnologie

che utilizzano PCM sono tipicamente di dimensioni più ridotte rispetto a sistemi che

accumulano calore sfruttando solo la variazione di temperatura del materiale [20]. Dal

momento che l’aggiunta o la rimozione del calore dal materiale di accumulo non com-

porta grandi aumenti o riduzioni di temperatura, le tecnologie che sfruttano il calore la-

tente offrono anche il notevole vantaggio di compiere il processo di accumulo in un ri-

stretto intervallo operativo di temperatura [22]. I criteri più importanti che il materiale

che subisce la transizione di fase deve soddisfare per consentire l’accumulo termico la-

tente sono: elevata entalpia di transizione per unità di massa, capacità di invertire com-

pletamente il passaggio di fase, adeguata temperatura del processo, limitata variazione

di volume associata alla transizione, non tossicità e basso costo [23]. I materiali più

comunemente usati come PCM sono l’acqua, i sali idrati e le cere paraffiniche.

- reazioni chimiche endotermiche reversibili. L’accumulo viene realizzato sfruttando il

calore assorbito e rilasciato da una reazione chimica reversibile. Se la reazione è com-

pletamente reversibile, l’energia termica immagazzinata durante la reazione diretta en-

dotermica può essere recuperata interamente mediante la reazione inversa esotermica.

La quantità di calore Q immagazzinata nella reazione chimica dipende dal calore di

reazione e dal grado di conversione ed è espressa dall’Equazione 2.3 [21]:

r m h (2.3)

Dove r è la frazione reagita e h è il calore di reazione per unità di massa.

I vantaggi offerti da tale meccanismo di accumulo sono una elevata densità di

energia stoccata ed un tempo di immagazzinamento a temperatura ambiente indefini-

tamente lungo, dal momento che a bassa temperatura sono minimizzate le perdite

termiche [24]. Al giorno d'oggi, le tecnologie di accumulo termochimico sono ancora

in fase di studio e sviluppo in laboratorio e ciò porta generalmente a sistemi troppo

complessi e costosi [25]. Le più importanti problematiche da risolvere riguardano, oltre

alla non perfetta reversibilità delle reazioni, limitazioni allo scambio termico e alla sta-

bilità al ciclaggio, così come tossicità e infiammabilità [26].

Capitolo 2

20

Tecnologie di accumulo termico per la flessibilizzazione di centrali 2.2

elettriche

Impianti solari a concentrazione 2.2.1

Per applicazioni nel settore della generazione di potenza di grande taglia, le tecnologie che rea-

lizzano accumulo termico latente per mezzo di materiali PCM sono attualmente oggetto di

continui e notevoli sforzi di ricerca e sviluppo. Oggigiorno, i sistemi di accumulo dell’energia

termica commercialmente diffusi sono soprattutto sistemi operanti ad alta temperatura che

immagazzinano energia sotto forma di calore sensibile [27]. L’integrazione di tali sistemi con

diverse tipologie di impianti per produzione di energia elettrica di grande scala, sia convenzio-

nali sia alimentati da fonti rinnovabili, è da tempo oggetto di studio ed approfondimento, con

il fine di incrementare la loro flessibilità operativa. Tuttavia, l’unica soluzione che finora ha

avuto successo industriale riguarda le centrali solari a concentrazione [21]. In tali impianti,

l’opportunità di accumulare energia – consentendo di stabilizzare la fornitura in risposta alla

domanda della rete elettrica – ha determinato un netto miglioramento del rendimento com-

plessivo, permettendo così di sfruttare in maniera efficiente una fonte a carattere variabile ed

aleatorio come quella solare [28]. In impianti ‘Concentrating Solar Power’ (CSP), la radiazione

diretta del sole viene opportunamente concentrata su un ricevitore per scaldare un fluido ter-

movettore, attraverso il quale viene prodotto vapore, che espandendo in turbina produce elet-

tricità [29]. Esistono quattro principali tecnologie di concentrazione dei raggi solari in impianti

CSP [25]: collettori parabolici, torre centrale, riflettori lineari Fresnel e piatti concentratori;

ognuna di queste può essere efficientemente integrata con un sistema di accumulo termico. A

titolo di esempio, con il fine di mettere in luce l’importante ruolo svolto dal sistema di accu-

mulo per aumentare la flessibilità operativa dell’impianto, si rappresenta in Figura 2.2 lo sche-

ma di impianto concettuale di un tipico impianto solare a concentrazione con torre centrale,

dal momento che tale modalità di concentrazione consente di raggiungere le più alte tempera-

ture di processo e quindi di ottenere le più elevate conversioni dell’energia termica in elettricità

[30].

Figura 2.2 - Impianto solare a concentrazione con torre centrale [28]


21

Un campo di collettori eliostatici riflette e concentra i raggi del sole su di un ricevitore

centrale posto in cima ad una torre fissa. Gli specchi possono essere piatti o leggermente con-

cavi e sono in grado di seguire il sole spostandosi su due assi. Il fluido termovettore – nelle più

moderne applicazioni costituito da una miscela di sali fusi – viene estratto dal serbatoio freddo

e pompato in cima al ricevitore centrale dove assorbe l’energia termica della radiazione solare.

Di seguito, è rimandato alla base della torre dove viene immagazzinato in un contenitore ad

alta temperatura termicamente isolato. Quando è richiesta potenza elettrica dalla rete, i sali fusi

vengono prelevati dallo stoccaggio e vengono usati per trasferire calore agli scambiatori di un

ciclo di potenza Rankine a vapore [27].

In impianti solari a concentrazione, i sistemi di accumulo termico assottigliano il divario

tra la fornitura di energia da parte del sole e la domanda di elettricità da parte del sistema elet-

trico. Quindi per far fronte da un lato alle variazioni dell’insolazione solare durante il corso del

giorno, dall’altro alla variabilità della richiesta di rete, i sistemi di accumulo dell’energia termica

possono essere integrati in impianti CSP per eseguire una delle seguenti funzioni [21]:

1. buffering. Periodi di meteo non favorevole inducono la turbina ad un tipico funzio-

namento ciclico caratterizzato da ripetuti avviamenti e spegnimenti, con conseguenti

ripercussioni negative sull’efficienza dell’impianto e sulla durata della vita dei compo-

nenti. Anche se l’inerzia termica dei fluidi termovettori aiuta l’impianto a superare bre-

vi periodi di copertura nuvolosa, per grandi impianti ciò potrebbe non essere sufficien-

te a prevenire l’arresto della turbina. L’aggiunta di un sistema di accumulo può dunque

contribuire a mitigare le fluttuazioni nell’insolazione solare

2. spostamento o estensione del periodo di produzione di elettricità. Il picco giornaliero

di potenza richiesta dalla rete potrebbe non coincidere con il picco dell’irraggiamento

solare. In tali occasioni, un sistema di accumulo termico può migliorare la dispacciabi-

lità di un impianto, raccogliendo l’energia dal campo solare durante le ore di basso ca-

rico, per poi riversarla sulla rete nelle ore di picco di domanda, durante le quali è garan-

tita una migliore remunerazione dell’energia venuta.

3. miglioramento del fattore di utilizzo annuo. Il fattore di utilizzo di una centrale elettri-

ca è un parametro prestazionale che confronta l’elettricità netta erogata dall’impianto

con l’energia che questo avrebbe potuto produrre operando in modo continuo a piena

potenza durante lo stesso periodo di tempo. Poiché l’irraggiamento solare è disponibi-

le solo durante una frazione del giorno, un impianto che non dispone di accumulo è

caratterizzato da un fattore di utilizzo molto basso. L’integrazione con un sistema di

accumulo dell’energia termica può permettere alla centrale di funzionare anche quando

il sole non è fruibile, incrementando quindi fortemente la sua capacità di utilizzazione

Se il solare a concentrazione rappresenta l’unico caso di reale impiego di un sistema di ac-

cumulo termico in un impianto di generazione di potenza, numerose sono le proposte avanza-

te in letteratura per utilizzare l’accumulo termico come strumento di flessibilizzazione in altre

tipologie di impianti [31].

Capitolo 2

22

Centrali convenzionali a carbone 2.2.2

Un sistema di accumulo termico ad acqua può essere introdotto in un impianto a carbone tra-

dizionale per consentire ad esso una più pronta reazione a brusche richieste di variazione di

carico, per ridurre la sua capacità di minimo tecnico e per aumentare la riserva di picco [32]. La

Figura 2.3 rappresenta lo schema di impianto concettuale di una comune sezione di potenza di

una centrale alimentata a carbone ed illustra in che modo è possibile integrare in essa un si-

stema di accumulo dell’energia.

Figura 2.3 - Accumulo termico ad acqua in una centrale convenzionale a carbone [32]

Con il fine di accumulare energia termica quando la richiesta di potenza elettrica diminui-

sce, dei serbatoi di stoccaggio di acqua calda vengono installati in parallelo con la linea dei pre-

riscaldatori di bassa pressione. Nel momento in cui all’impianto è richiesta una riduzione di

potenza, in essi è possibile accumulare parte del condensato in uscita dal pozzo caldo del de-

gasatore. Per far ciò, è necessario incrementare la portata di condensato attraverso i preriscal-

datori; ne consegue un aumento dell’estrazione di vapore dalle turbine di media e bassa, il che

riduce la potenza elettrica prodotta dell’impianto. Nel momento in cui alla centrale è invece

richiesto un aumento dell’output elettrico, i preriscaldatori possono essere parzialmente bypas-

sati ed il condensato freddo in uscita dal condensatore prede il posto dell’acqua calda stoccata

precedentemente, che viene rimandata nel serbatoio da cui attinge la pompa di alimento. In

questo modo nessuna o solo una piccola estrazione di vapore dalla turbina è necessaria: la po-

tenza prodotta dall’impianto è pertanto immediatamente incrementata. Tale sistema di accu-

mulo termico garantisce all’impianto un funzionamento più flessibile. Infatti, la capacità di ri-

caricare i serbatoi di stoccaggio durante il funzionamento a basso carico consente di ridurre il

minimo tecnico. Inoltre, quando la domanda di elettricità aumenta, l’energia accumulata nei

serbatoi di acqua può essere immediatamente fornita al ciclo di potenza, in un modo più facile

e veloce da controllare rispetto che ad agire sulla caldaia. L’accumulo termico può quindi esse-


23

re una soluzione anche per migliorare la risposta in frequenza dell’impianto e la sua capacità di

riserva secondaria.

Un altro metodo per integrare un sistema di accumulo termico in un impianto alimentato

a carbone è illustrato in Figura 2.4 [33].

Figura 2.4 - Integrazione di un ‘TES system’ a sali fusi in una centrale a carbone [35]

In questo caso, l’utilizzo di un sistema di accumulo termico è utile a disaccoppiare la cal-

daia a carbone dal circuito di potenza. Di fatto, la combustione del polverino di carbone è uti-

lizzata per scaldare una miscela di sali fusi (costituita al 60% in peso da nitrato di sodio e al

40% da nitrato di potassio) prelevata dal serbatoio freddo a 288°C fino alla temperatura di

566°C; la miscela così riscaldata viene quindi stoccata nel serbatoio caldo. Durante i periodi di

picco, i sali fusi caldi vengono prelevati dal serbatoio ad alta temperatura ed utilizzati come

fonte di calore per la generazione di vapore, per poi essere ritornati nel serbatoio freddo. Il

vapore prodotto alimenta un ciclo Rankine tradizionale. Con questo sistema è possibile opera-

re il riscaldamento dei sali in maniera continuativa, mentre generatore di vapore e turbina ven-

gono fatti funzionare solo quando alla centrale è effettivamente richiesta produzione di poten-

za elettrica. In conclusione, il disaccoppiamento temporale della generazione di energia termi-

ca dalla sua conversione in elettricità garantisce all’impianto un’elevata flessibilità operativa.

Impianti eolici 2.2.3

Gli impianti eolici tradizionali che convertono l’energia del vento in elettricità presentano, per

natura intrinseca della fonte che utilizzano, un output aleatorio ed intermittente. L’utilizzo di

un sistema di generazione di calore accoppiato ad un sistema di accumulo termico può per-

mettere di svincolare la produzione dall’input variabile, garantendo una maggiore flessibilità

all’impianto [34]. La Figura 2.5 mostra la configurazione di questo innovativo sistema energe-

tico che prende il nome di ‘Wind powered Thermal Energy System’ (WTES).

Capitolo 2

24

Figura 2.5 - Concept di ‘TES system’ integrato in un impianto di generazione eolico [36]

L’energia meccanica prodotta dalla rotazione delle pale del rotore viene convertita in ca-

lore sensibile di un fluido termovettore – ad esempio una miscela di sali fusi – direttamente in

cima alla torre, per mezzo di un generatore di calore ad induzione elettromagnetica. La circo-

lazione del fluido permette di trasferire l’energia termica così prodotta alla base della torre, do-

ve i sali fusi caldi vengono stoccati in opportuni serbatoi di accumulo termico. Nel momento

in cui la rete richiede all’impianto produzione di energia elettrica, il fluido accumulato viene

impiegato per produrre vapore in un adeguato scambiatore di calore; il vapore generato viene

quindi inviato in turbina per produrre elettricità. L’accumulo termico garantisce da un lato uno

sfruttamento efficiente dell’energia contenuta nel vento anche durante periodi di bassa do-

manda, dall’altro consente di fornire elettricità alle utenze anche in assenza di vento. Lo stoc-

caggio di energia termica costituisce un buffer in grado di stabilizzare l’output elettrico, disac-

coppiandolo dall’input variabile. Tale soluzione assicura all’impianto una elevata flessibilità

operativa, che viene ulteriormente migliorata se il generatore di calore viene sostituito con una

macchina ad induzione capace di produrre contemporaneamente sia elettricità che calore. Du-

rante il suo funzionamento, un ‘Electric-Heat generator’ direttamente collegato all’albero del

rotore produce elettricità e dissipa calore. L’energia termica dispersa può essere raccolta dal

fluido termovettore, immagazzinata nell’accumulo ed utilizzata successivamente in occasioni di

scarso input energetico e domanda di rete elevata. L’utilizzo di un ‘E-H generator’ permette

inoltre di assorbire un eventuale surplus di energia presente sul sistema elettrico, accumulan-

dolo come energia sensibile dei sali fusi, per esser poi utilizzato in un secondo momento.


25

Impianti con letto fluido ad ossi-combustione e cattura di CO2 2.2.4

Tecnologie di accumulo dell’energia termica sono state studiate anche per flessibilizzare siste-

mi energetici di grande taglia con cattura di CO2. Un concept innovativo propone di incorpo-

rare un sistema di stoccaggio di calore sensibile – che utilizza solidi circolanti come materiale

termovettore – in un impianto dotato di una caldaia a letto fluidizzato funzionante ad ossi-

combustione, denominata ‘oxy-fired Circulating Fluidized Bed Combustor’ (CFBC). In tal

modo si intende sfruttare la innata capacità di tali tipologie di caldaie di circolare grandi flussi

di solidi ad elevate temperature [35]. La Figura 2.6 rappresenta lo schema d’impianto della se-

zione di generazione termica del ciclo di potenza. A differenza delle comuni caldaie a letto

fluido, in cui una frazione considerevole della potenza termica rilasciata durante la combustio-

ne è recuperata all’interno della stessa camera attraverso opportuni scambiatori presenti nel

letto oppure impiegando sistemi a pareti membranate, la tecnologia proposta impiega solidi

circolanti aventi elevata capacità di trasporto di calore per estrarre dalla camera di combustione

la massima quantità consentita di potenza termica.

Figura 2.6 - Integrazione di un ‘TES system’ in CFBC ad ossi-combustione [37]

Una quota parte dei solidi circolanti uscenti dal reattore CFBC, durante il loro percorso di

ritorno verso la caldaia (flusso 4), attraversa lo scambiatore di calore esterno a letto fluido

FBHX1, che fornisce il principale output termico con cui il sistema di combustione cede calore

al ciclo a vapore sottostante. La restante parte (flusso 5) viene invece ricircolata nel CFBC,

bypassando quindi lo scambiatore FBHX1. In questo modo è possibile operare con carichi

termici più bassi e minore richiesta di combustibile, mantenendo nel frattempo la stessa circo-

Capitolo 2

26

lazione di solidi e le volute condizioni di combustione. Lo scopo degli scambiatori a letto flui-

do esterni FBHX2 è quello di ridurre la temperatura dei solidi provenienti dal ciclone in modo

che questi possano essere immagazzinati come solidi freddi nel contenitore a bassa temperatu-

ra durante i periodi di elevata domanda (flusso 8). L’utilizzo degli scambiatori FBHX2 permet-

te dunque di incrementare la potenza termica ceduta al ciclo a vapore e quindi l’output elettri-

co dell’impianto nei momenti di grande richiesta. Inoltre, negli stessi istanti in cui viene estrat-

to calore dai FBHX2, i recipienti ad alta temperatura connessi con lo scambiatore FBHX1 ri-

forniscono quest’ultimo dei solidi caldi in esso stoccati (flusso 7). I solidi così raffreddati sono

infine alimentati in caldaia. In questa modalità di funzionamento, l’uso contemporaneo degli

scambiatori FBHX1, FBHX2 e HX1 dà luogo ad un output termico totale, dato dalla somma

del calore sottratto nei tre componenti, che è sostanzialmente più grande rispetto alla potenza

termica rilasciata durante la sola combustione del combustibile alimentato in caldaia. D’altra

parte, durante periodi di bassa richiesta di potenza elettrica, l’output termico del sistema di

combustione verso il ciclo a vapore può essere drasticamente ridotto, immagazzinando i solidi

caldi uscenti dalla caldaia nei contenitori ad alta temperatura presenti all’uscita del ciclone

(flusso 6). Negli stessi istanti, i recipienti a bassa temperatura riforniscono il combustore di

solidi freddi (flusso 9), in modo che il calore possa continuare ad essere estratto dal processo

di combustione che ha luogo in caldaia e accumulato nei solidi caldi inviati nel silo ad alta

temperatura. In questa modalità di funzionamento, l’unico trasferimento di calore dal sistema

di combustione verso il ciclo a vapore avviene nello scambiatore HX1, e la potenza elettrica

generata dal sistema viene decisamente diminuita. Si può dunque concludere che

l’introduzione del sistema di accumulo permette alla centrale elettrica di variare la potenza

termica disponibile per il ciclo a vapore senza apportare modifiche alle condizioni di combu-

stione che si verificano nella caldaia a letto fluido, garantendo pertanto una più flessibile ge-

stione della produzione.

Cicli combinati: una proposta innovativa 2.2.5

Fin ad oggi, non si riscontrano in letteratura studi riguardanti possibili applicazioni di tecnolo-

gie di accumulo termico in un ciclo combinato di turbina a gas. Eppure, l’inserimento di un

sistema di accumulo termico all’interno del volume di controllo della centrale può essere una

soluzione ottimale per garantire all’impianto quella flessibilità operativa richiesta per operare in

maniera remunerativa ed esser più competitivi sul mercato elettrico.

Ad esempio, uno schema d’impianto concettuale che presenta una possibile modalità di

integrazione tra ciclo combinato e sistema di accumulo termico è mostrato in Figura 2.7.


27

Figura 2.7 - Schema d'impianto concettuale di un ‘TES system’ integrato in un TGCC

Un circuito, il cui fluido di lavoro è una miscela di sali fusi, è interposto tra i fumi di scari-

co della turbina a gas ed il ciclo Rankine a vapore. Inoltre, due serbatoi di stoccaggio dei sali

sono posizionati rispettivamente nella sezione di alta ed in quella di bassa temperatura del cir-

cuito; tali capacità possono essere usate per immagazzinare i sali fusi, creando così un buffer

tra il raffreddamento dei fumi e la produzione di vapore, da sfruttare a seconda dell’entità della

richiesta di energia elettrica dalla rete. Durante le ore di basso carico, la potenza termica con-

tenuta nei gas combusti è impiegata per riscaldare la miscela di sali fusi, che è poi immagazzi-

nata nel serbatoio caldo. La fase di carica dell’accumulo è quindi utilizzata per ottenere una

riduzione (o un annullamento) della quantità di vapore generata: diminuisce (o si azzera) la

potenza elettrica netta prodotta dalle turbine a vapore e, di conseguenza, la potenza comples-

sivamente prodotta della centrale nelle ore in cui è minimo il prezzo dell’energia elettrica.

Quando, invece, è massima la richiesta di energia dalla rete, il calore precedentemente imma-

gazzinato sotto forma di sali fusi caldi può essere utilizzato per fornire un surplus di potenza

termica da utilizzare per la generazione di una più elevata quantità di vapore, che espandendo

in turbina innalza la potenza massima prodotta dal ciclo combinato nelle ore in cui è più alto il

prezzo dell’elettricità. In breve, l’utilizzo del sistema di accumulo termico è utile per disaccop-

piare in parte l’output elettrico dall’input termico: può essere così notevolmente incrementata

la flessibilità operativa del ciclo combinato, in quanto la potenza prodotta al minimo tecnico è

diminuita e la riserva di picco è aumentata.

L’obiettivo di questo lavoro di tesi è quello di risolvere questo ‘research gap’.

Capitolo 2

28

Capitolo 3

Ciclo Combinato Convenzionale

Nel seguente capitolo vengono descritti lo schema d’impianto, i parametri termodinamici di

progetto dei componenti ed il funzionamento sia in condizioni nominali sia di off-design di un

ciclo combinato convenzionale allo stato dell’arte. uesto costituirà da benchmark di riferi-

mento: i valori assunti dalle variabili di interesse serviranno da metro di paragone per il con-

fronto con i risultati dell’impianto innovativo dotato di sistema di accumulo termico, il cui

studio sarà oggetto di analisi nei capitoli successivi.

Condizioni ambiente di riferimento e caratteristiche del combustibile 3.1

Per entrambe le tipologie di impianto esaminate in questo lavoro di tesi e per tutte le simula-

zioni effettuate, relative a condizioni sia di progetto sia di off-design, si ipotizza che le condi-

zioni ambiente di riferimento siano quelle ISO riportate in Tabella 3.1.

Tabella 3.1 - Condizioni ambiente di riferimento

ISO CONDITIONS

Site altitude (m) 0

Ambient temperature ( C) 15

Ambient relative humidity (%) 60

In Tabella 3.2 sono riportate le caratteristiche termodinamiche del combustibile che ali-

menta il turbogas. Tali condizioni risultano essere in linea con i valori tipici che si riscontrano

nel gas naturale presente nelle grandi dorsali di distribuzione cui i grandi cicli combinati sono

comunemente collegati [36].

Tabella 3.2 - Caratteristiche termodinamiche del gas naturale

NATURAL GAS

Fuel supply temperature (°C) 15

Fuel supply pressure (bar) 70

Fuel LHV (MJ/kg) 46,28

Un’altra assunzione comune alla risoluzione di tutti i bilanci di centrale in relazione sia a

condizioni di design che di fuori progetto è quella di stato stazionario. I risultati ottenuti simu-

Capitolo 3

30

lando il comportamento degli impianti in ‘steady-state operation’ sono dunque relativi a con-

dizioni di regime.

Schema d’impianto 3.2

Turbina a gas 3.2.1

I cicli combinati sfruttano l’elevato contenuto entalpico posseduto dai gas di scarico della tur-

bina a gas per generare vapore ad elevata pressione e temperatura in un Generatore di Vapore

a Recupero (GVR) o Heat Recovery Steam Generator (HRSG). Tali centrali accoppiano un

ciclo Bryton che opera a temperature elevate (topping cycle) con un ciclo Rankine, sottoposto

al precedente (bottoming cycle), che ne utilizza il calore scaricato a livello termodinamicamen-

te inferiore (Figura 3.1) [36].

Figura 3.1 - Rappresentazione schematica di un ciclo combinato di turbina a gas [39]

In un ciclo combinato, la turbina a gas svolge un ruolo essenziale in quanto responsabile

della produzione di circa i due terzi della potenza dell’intero impianto. Nel corso degli ultimi

anni, l’affermarsi dei cicli combinati è stato in gran parte anche dovuto ai notevoli sviluppi e

miglioramenti che la tecnologia delle turbine a gas ha subito in termini di aumento delle pre-

stazioni e diminuzione costi specifici all’unità di potenza prodotta. La turbina a gas selezionata

per questo lavoro di tesi è la General Electric ‘GE GT-9F.05’ (Figura 3.2) in quanto rappre-

sentativa dello stato dell’arte della serie F per applicazioni in ciclo combinato [37].


31

Figura 3.2 - Turbina a gas ‘GE 9F.05’ [40]

Caldaia a recupero 3.2.2

Scelta la turbina a gas e note quindi la portata di gas combusti, la composizione e la temperatu-

ra dei fumi allo scarico della stessa, la configurazione della caldaia a recupero e la disposizione

dei diversi scambiatori all’interno dell’HRSG sono il risultato di un processo di ottimizzazione

termo-economica. Infatti, la posizione dei differenti fasci tubieri all’interno della caldaia è scel-

ta in modo da massimizzare il ritorno economico, come risultato dal miglior compromesso tra

rendimento dell’impianto e costi di investimento [38]. Tale ottimazione va tuttavia al di fuori

degli obiettivi di questo lavoro. Si è quindi scelto di riprodurre la disposizione dei banchi in

una caldaia a recupero di una centrale italiana realmente esistente.

Il modello del ciclo combinato è implementato in Thermoflex 25®, un software commer-

ciale che consente di effettuare simulazioni on-design e off-design di centrali termoelettriche.

Fissati gli input di progetto, Thermoflex 25® realizza il dimensionamento ingegneristico dei

componenti (definiti componenti ‘PEACE’) e stima i costi per l’acquisto e l’installazione degli

stessi. Definite le specifiche dell’hardware, risolve le equazioni che descrivono il comporta-

mento fuori progetto del sistema energetico.

Il ciclo combinato realizzato in Thermoflex 25® si presenta in una tipica configurazione

1x1: è dotato di una turbina a gas, di un generatore di vapore a recupero e di un gruppo di tur-

bine a vapore. L’HRSG è a tre livelli di pressione con risurriscaldamento (3PRH), gli evapora-

tori sono a corpo cilindrico con circolazione naturale ed il condensatore è raffreddato ad aria

(Figura 3.3).

Capitolo 3

32

Figura 3.3 - Schema di impianto del ciclo combinato convenzionale

THERMOFLEX Version 25.0 Revision: March 21, 2016 luca Politecnico di Milano

Sheet 1 1000 07-05-2016 12:18:31 file= C:\Users\luca\Thermoflex\ciclo combinato convenzionale.tfx

bar C kg/s kJ/kg

AIR CONDENSER

HP STMP ST LP ST

FUEL HTR

FUEL SOURCE

AIR SOURCE

AIR SOURCE

AIR SINK

LP PUMP

MP PUMP

HP PUMP

A= ECO MPB= ECO HP 1

G1

297590 kW

G2

159882 kW

7

7fuel htr

61

61dea

41

41desup SH

52

52

de

a

42

42desup RH

GE GT-9F.05SH HP 3 RH 2 SH HP 2 SH HP 1RH 1 EVA HP ECO HP 3 ECO HP 2SH MP SH LP EVA MP

AA BB

CPH

H

C

EVA LP

DEA

Capitolo 3

33

La caldaia a recupero dell’impianto analizzato presenta le seguenti caratteristiche distintive:

disposizione orizzontale dei banchi di scambio, in accordo con la direzione principale

dei gas combusti

tutti i componenti disposti in serie, ad eccezione del parallelo tra economizzatore di

media pressione (ECO MP) e primo economizzatore di alta (ECO HP 1)

degasatore integrato nel corpo cilindrico di bassa pressione

prima di essere immesso nel primo risurriscaldatore (RH 1), il vapore in uscita dalla

turbina di alta pressione si unisce con il vapore proveniente dal surriscaldatore di me-

dia pressione (SH MP)

il vapore in uscita dalla turbina di media pressione (MP ST) viene miscelato con il va-

pore proveniente dal surriscaldatore di bassa pressione (SH LP) in corrispondenza del

crossover e quindi immesso nel gruppo di turbine di bassa pressione (LP ST)

la sezione di alta temperatura presenta tre stage di surriscaldamento del vapore di alta

pressione, intervallati da due banchi di scambio di risurriscaldamento. Tale configura-

zione consente di ottimizzare l’utilizzazione del calore derivante dal raffreddamento

dei gas di scarico della turbina ed ottenere una temperatura del vapore in uscita dal se-

condo scambiatore di risurriscaldamento (RH 2) pari alla massima temperatura per es-

so consentita

due attemperatori sono posti rispettivamente in ingresso all’ultimo surriscaldatore di

alta (SH HP 3) e al secondo risurricaldatore (RH 2) con l’obiettivo di controllare la

temperatura nella sezione terminale del relativo banco di scambio. Con il fine di mini-

mizzare le irreversibilità di miscelamento, l’acqua per l’attemperamento viene prelevata

alla minor pressione possibile – comunque superiore a quella del vapore in cui deve

essere iniettata – e alla maggior temperatura possibile [39]: l’acqua per il desurriscalda-

mento del vapore entrante in SH HP 3 viene spillata dalla mandata della pompa di alta

pressione, mentre quella per l’attemperamento del vapore entrante in RH 2 viene presa

dalla mandata della pompa che alimenta il circuito di media pressione

l’acqua necessaria al preriscaldamento del combustibile viene prelavata dall’uscita

dell’economizzatore di media pressione (ECO MP), per poi essere reimmessa nel de-

gasatore (DEA) dopo una opportuna laminazione

la pompa di estrazione del condensato (LP PUMP) pressurizza il livello di bassa pres-

sione

Turbina a vapore 3.2.3

Il complesso di turbine a vapore è costituito da un gruppo di alta, un gruppo di media ed un

gruppo di bassa pressione. La turbina di alta pressione e quella di media sono poste in un uni-

co casing, con configurazione ‘double-flow symmetric’; il flusso di vapore di bassa pressione è

suddiviso su due turbine contrapposte e calettate sullo stesso albero. Tale tipo di configura-

zione del gruppo di turbine a vapore, definito ST-D650, è adatto ad assecondare la linea di

espansione del vapore generato in un HRSG sottoposto alla turbina a gas selezionata [37].

L’insieme delle differenti sezioni della turbina a vapore è modellizzato in Thermoflex 25® co-

Capitolo 3

34

me un ‘assembly’, garantendo così elevata accuratezza nella predizione delle prestazioni off-

design. Nel funzionamento a carichi parziali vengono ad esempio presi in considerazione la

variazione dell’efficienza isoentropica al variare del titolo di liquido negli ultimi stadi della tur-

bina di bassa ed i trafilamenti di vapore dalle tenute del casing. Le turbine a vapore sono as-

servite ad un proprio generatore elettrico, che è quindi disaccoppiato dal generatore della tur-

bina a gas.

Criteri di dimensionamento 3.3

La scelta delle variabili di progetto di un ciclo combinato – come ad esempio le pressioni dei

corpi cilindrici, la pressione di condensazione, la minima differenza di temperatura tra gas ed

evaporazione ( T di pinch point), il grado di sub-cooling dell’acqua entrante nei corpi cilindri-

ci – sono frutto di un processo di ottimazione tecnico-economica [40]. Come già osservato,

tale ottimizzazione non rientra negli obiettivi di questo lavoro. In Tabella 3.3 vengono quindi

presentate le assunzioni effettuate sui principali input termodinamici usati nel calcolo della se-

zione a vapore a recupero. I valori ipotizzati risultano essere in accordo con quelli più frequen-

temente riscontrati nei cicli combinati commerciali di grande taglia, ad eccezione della tempe-

ratura del vapore in uscita dal surriscaldatore di alta pressione e dal risurriscaldatore, per la

quale si è assunto un valore superiore rispetto a quello adottato nella pratica attuale ma in linea

con l’utilizzo della turbina a gas selezionata in prossime applicazioni future [37].

Tabella 3.3 - Assunzioni usate nel calcolo della sezione a vapore a recupero

ASSUMPTIONS

ST HP inlet pressure 130 bar

ST MP inlet pressure 26 bar

ST LP inlet pressure 4 bar

ST HP inlet temperature 600 °C

ST MP inlet temperature 600 °C

FUEL HTR fuel exit temperature 200 °C

FUEL HTR water exit temperature 50 °C

EVA T pinch point 10 °C

ECO T subcooling 5 °C

CONDENSER condenser pressure 0,1 bar

HRSG heat loss, gas side 0,7 %

I bilanci termici sull’HRSG sono risolti in accordo con le seguenti ipotesi aggiuntive:

1. nota la portata di gas combusti in uscita dalla turbina a gas e le sue proprietà ter-

modinamiche, il dimensionamento della sezione trasversale della caldaia a recupe-

ro è frutto di una ottimizzazione tecnico-economica. Infatti, da un lato una più

grande sezione frontale (intesa come la sezione normale alla direzione principale


35

dei fumi) comporta una riduzione della velocità di attraversamento dei gas, il che

implica perdite di carico complessivamente inferiori a cavallo dell’HRSG, ovvero

una minor contropressione allo scarico del turbogas, con conseguente vantaggio in

termini di potenza prodotta dal sistema; dall’altro, la stessa riduzione di velocità di

attraversamento dei gas porta ad una loro minor capacità di scambio termico, ov-

vero ad una riduzione dei coefficienti di scambio termico convettivo, che richiede

superfici di scambio più grandi e quindi costi di impianto più elevati. Si intende

progettare la sezione trasversale della caldaia a recupero in modo da limitare le

perdite di carico dei fumi a 3,5 kPa, valore tipico dei moderni cicli combinati a tre

livelli di pressione con risurriscaldamento [41]. Il risultato voluto è ottenuto ricer-

cando il valore del parametro ‘design gas-side mass flux’ – espresso in kg

m2 s – che

verifica la condizione desiderata: dividendo la portata massica di fumi (constante

lungo l’HRSG) per il valore ipotizzato del flusso di massa, si ricava l’area della se-

zione trasversale dei diversi componenti che compongono la caldaia

2. la logica con la quale sono state individuate le interruzioni delle sezioni intermedie

di surriscaldamento e risurriscaldamento è tale determinare aree degli scambiatori

che consentono di mantenere la stessa frazione di calore scambiato (rispetto alla

potenza termica scambiata dall’evaporatore di alta pressione) delle superfici dei

corrispettivi banchi di scambio della caldaia a recupero esistente di cui si è adottata

la disposizione dei differenti fasci tubieri. Le temperature del vapore in uscita dal

primo surriscaldatore (SH HP 1), dal primo surriscaldatore (RH 1) e dal secondo

surriscaldatore (SH HP 2) sono assunte rispettivamente pari a 440°C, 480°C e

520°C. Un’analisi di sensitività svolta intorno a tali valori ha inoltre mostrato come

prestazioni e costi dell’impianto siano solo scarsamente dipendenti da tali variabili

3. il dimensionamento dei banchi dell’economizzatore di media pressione (ECO MP)

e del primo economizzatore di alta (ECO HP 1), posti in parallelo, assume che

ciascuno riceva solo una parte della portata totale di fumi che attraversa l’HRSG e

prevede che siano calcolate le ‘flow-fraction’ associate a ognuno dei due rami del

parallelo affinché sia uguale la temperatura dei gas combusti in uscita dagli stessi e

sia coincidente la perdita di carico subita dai fumi nell’attraversamento dei due ra-

mi

A commento di tali assunzioni si noti che:

- per il dimensionamento ingegneristico dei componenti si è utilizzata la procedura au-

tomatica implementata in Thermoflex 25® lasciando le impostazione suggerite di de-

fault

- Thermoflex 25® è dotato di opportune correlazioni che consentono di modellizzare le

perdite di carico dei componenti ingegnerizzati, sia lato fumi che lato acqua/vapore, in

funzione delle loro reali caratteristiche geometriche, delle proprietà del fluido che li at-

traversa e delle effettive condizioni di flusso

- sono trascurate le perdite di carico del vapore nelle tubazioni di collegamento tra

HRSG e isola di potenza

Capitolo 3

36

Funzionamento in condizioni di progetto 3.4

Definiti gli input, il dimensionamento della sezione a recupero viene realizzato in Thermoflex

25® per mezzo dell’ “Engineering Design Mode”. In Tabella 3.4 sono descritte le prestazioni

del ciclo combinato nel suo complesso in condizioni di design; i risultati ottenuti sono compa-

rati con i valori forniti dalla casa costruttrice in relazione all’impiego della turbina ‘GE GT-

9F.05’ in un ciclo combinato con configurazione 1x1. Inoltre, per un confronto tra le presta-

zioni fornite dalla sola turbina a gas quando impiegata in ciclo semplice, si riportano le per-

formance ottenute dalla risoluzione del modello implementato in Thermoflex 25® con i relativi

valori riportati sul catalogo [37]. I rendimenti sono calcolati su base LHV, ovvero con riferi-

mento al potere calorifico inferiore del combustibile.

Tabella 3.4 - Prestazioni di design TGCC e confronto con valori da catalogo

COMBINED CYCLE SIMPLE CYCLE

Thermoflex 25® GE catalog Thermoflex 25® GE catalog

Net Power (MW) 448,362 462 297,021 299

Net Electric Efficiency (%) 58,2 60,5 38,26 38,7

Net Heat Rate (kJ/kWh) 6186 5951 9409 8810

Con riferimento al ciclo combinato, è evidente una leggera differenza tra i risultati forniti

da Thermoflex 25® ed i valori riportati sul catalogo. Parte di questa differenza può essere im-

putata ad una non perfetta corrispondenza del modello di turbina a gas in ciclo semplice con i

valori di riferimento del catalogo. Inoltre, le prestazioni di un ciclo combinato sono fortemen-

te dipendenti dalle scelte effettuate in relazione alla configurazione dell’HRSG, ai livelli di

pressione dei corpi cilindrici, ai T caratteristici ed alla pressione di condensazione. Tenendo

in considerazione che il ciclo a recupero del modello implementato in Thermoflex 25® non è

ottimizzato alla luce di tali parametri e che sul catalogo non sono riportate le ipotesi alla base

del calcolo delle prestazioni fornite, si ritiene che le discrepanze tra i valori riportati in Tabella

3.4 siano accettabili e in linea con assunzioni effettuate.

La Figura 3.4 riporta una rappresentazione schematica della ‘GE 9F.05’ e sintetizza le sue

performance in condizioni di design. Si evince come il modello fisico del turbogas prenda in

considerazione alcuni aspetti – ad esempio il flusso di raffreddamento dei primi stadi della

turbina e la perdita di carico associata al filtro in aspirazione – che fanno sì che il modello stes-

so sia in grado di fornire una fedele rappresentazione del reale esercizio della macchina.


37

Figura 3.4 - Rappresentazione grafica del turbogas e prestazioni in condizioni di progetto

In Tabella 3.5 sono riassunti i valori delle principali grandezze di interesse della turbina a

gas in condizioni di carico nominale continuo. In linea con le aspettative, la potenza prodotta

dal generatore elettrico collegato al turbogas rappresenta il 65% della potenza elettrica lorda

del ciclo combinato.

Tabella 3.5 - Prestazioni del turbogas

La Tabella 3.6 sintetizza i valori di alcune grandezze relative della caldaia a recupero e le

prestazioni delle turbine a vapore in condizioni nominali. In sintonia con quanto riscontrato

nella pratica dei cicli combinati, la potenza elettrica prodotta dal gruppo di turbine a vapore

rappresenta il 35% della potenza complessivamente generata dalla centrale.

Gas Turbine Schematic (Engineering Design)

p[bar] T[C] m[kg/s] h[kJ/kg] Q[kW]

GT efficiency @ gen term = 34,89% HHV = 38,63% LHV

GT Heat Rate @ gen term = 9320 kJ/kWh

GT generator power = 297590 kW

GT @ 100 % rating, inferred TIT control model, CC limit

1,003 p

15 T

647,9 m

18,28 p

431,4 T

584,1 m

18,22 PR

278174 kW

Air in

1,013 p

15 T

647,9 m

9,963 mill ibar GE GT-9F.05 (ID # 524)

dp = 1,006 bar (5,5 %)

(Physical Model)

17,28 p

1426,1 T

600,7 m

16,41 PR

581850 kW

63,79 m

9,846 % airflow

Fuel in

30,43 p

200 T

16,65 m

46280 LHV

Exhaust P = 1,053 bar

Exhaust P - Pamb = 39,73 mill ibar

Non-HRB loss: 4,981 mill ibar

1,053 p

649,9 T

664,5 m

1,048 p

649,9 T

664,5 m

N2 = 74,22 %

O2 = 11,71 %

CO2= 4,212 %

H2O= 8,971 %

AR = 0,8921 %


2195 04-19-2016 12:18:14 file= C:\Users\luca\Thermoflex\ciclo combinato convenzionale.tfx

GAS TURBINE

Air Inlet Flow (kg/s) 647,9

Fuel Flow (kg/s) 16,65

Compressor Pressure Ratio (-) 18,22

Turbine Inlet Temperature (°C) 1426,1

Exhaust Flow (kg/s) 664,5

Exhaust Temperature (°C) 649,9

Electrical Power (MW) 297,590

Electric Efficiency (%) 38,63

Capitolo 3

38

Tabella 3.6 - Specifiche del gruppo di turbine a vapore

HRSG

EVA HP drum pressure 135,6 bar

EVA HP drum temperature 334,2 °C

EVA HP exit steam mass flow 86,62 kg/s

EVA MP drum pressure 27,6 bar

EVA MP drum temperature 229,3 °C

EVA MP exit steam mass flow 14,48 kg/s

EVA LP drum pressure 4,06 bar

EVA LP drum temperature 144,2 °C

EVA LP exit steam mass flow 5,73 kg/s

FUEL HTR water flow rate 9,71 kg/s

SH MP exit steam temperature 318 °C

SH LP exit steam temperature 313,2 °C

STACK gas exit temperature 93,64 °C

HRSG heat recovered 413,541 MW

HRSG heat loss 2,895 MW

HRSG efficiency 87,67 %

STEAM TURBINE

ST HP inlet mass flow 86,62 kg/s

ST MP inlet mass flow 98,25 kg/s

ST LP inlet mass flow 105,8 kg/s

ST LP inlet temperature 325,2 °C

ST LP outlet steam quality 95,49 %

Il diagramma T-Q riportato in Figura 3.5 mostra i profili di temperatura e le potenze ter-

miche scambiate nei vari componenti della caldaia a recupero in condizioni nominali, in ac-

cordo con le ipotesi adottate su livelli di pressione e T caratteristici. Si evidenzia come la di-

sposizione degli scambiatori nella sezione di alta temperatura consenta al vapore in uscita dal

risurriscaldatore di arrivare alla massima temperatura per esso consentita (600°C) e di mante-

nere al tempo stesso una differenza di temperatura con i gas combusti in ingresso allo scam-

biatore di 26,6°C, valore in linea con quelli tipicamente assunti per i T di approach tra vapo-

re e fumi. Essendo vincolata la massima temperatura consentita per il vapore, l’elevata tempe-

ratura dei fumi di scarico della turbina a gas determina invece un T tra i gas in ingresso

all’HRSG e il vapore in uscita dalla linea di surriscaldamento di alta pressione di circa 50 C.


39

Figura 3.5 - TGCC: diagramma T-Q di progetto

Funzionamento off-design 3.5

In un contesto energetico in cui i cicli combinati a gas sono chiamati spesso ad operare a cari-

chi parziali è di vitale importanza prevedere ed analizzare il comportamento e le prestazioni di

tali impianti in condizioni di off-design.

Criteri di regolazione 3.5.1

La regolazione dell’impianto in condizioni di fuori progetto viene effettuata in accordo con i

seguenti criteri:

Turbine a vapore. La modalità di regolazione della turbina a vapore è funzione della

pressione del fluido nella sezione di ammissione al gruppo di alta. Fintanto che la pres-

sione in ingresso è superiore a 50 bar, l’assembly è gestito in modalità ‘sliding-

pressure’: alla riduzione della potenza termica resa disponibile dai gas combusti in usci-

ta dalla turbina a gas a seguito della diminuzione del carico, le pressioni di evaporazio-

ne dei corpi cilindrici della caldaia a recupero scorrono proporzionalmente alla produ-

zione di vapore, per rispettare la curva caratteristica della turbina a vapore, ovvero la

costanza della portata ridotta nella sezione di ingresso (Equazione 3.1):

0

100

200

300

400

500

600

700

0 50000 100000 150000 200000 250000 300000 350000 400000 450000

T[°C]

Q[kW]

Diagramma T-Q di progetto

ECO MP

ECO HP 1SH MP

SH LP

ECO HP 3 ECO

HP 2

SH HP 1

SH HP 2

SH HP 3

RH 1

RH 2

EVA HP

EVA MP

EVA LP

CPH

Capitolo 3

40

mvap √Tin

pin

cost (3.1)

Quando, invece, la riduzione di portata è tale per cui la pressione in ingresso

tenderebbe a scendere al di sotto del valore stabilito, allora si attiva una valvola di

laminazione posta all’ingresso della turbina che introduce una perdita di carico tale

da mantenere la pressione a monte della valvola stessa al valore fisso di 50 bar. La

valvola permette di disaccoppiare la pressione nella sezione di ingresso della turbina

a vapore (che continua a modificarsi secondo la curva caratteristica della turbina

stessa) dalle pressioni che si stabiliscono della caldaia a recupero. Tale modalità di

regolazione è definita ‘throttle control’.

Attemperatori. Gli attemperatori iniettano una portata di acqua che consente di man-

tenere costante a 600°C la temperatura del vapore in uscita dall’ultimo banco del surri-

scaldatore di alta pressione (SH HP 3) e dal risurriscaldatore (RH 2), per non sottopor-

re le tubazioni degli scambiatori ed i materiali della turbina a regimi termici più elevati

di quelli progettuali

Pompe. Le pompe sono a giri variabili: tale modalità di regolazione è la più efficiente

dal punto di vista termodinamico, in quanto al diminuire della portata elaborata, rima-

nendo inalterata la curva resistente del circuito, ci si sposta su un punto di funziona-

mento caratterizzato da minor prevalenza, il che implica una più bassa potenza assor-

bita dalla pompa

Preriscaldatore del gas naturale. La portata di acqua prelevata dall’uscita

dell’economizzatore di media pressione (ECO MP) per il preriscaldamento del combu-

stibile è espressa come percentuale rispetto al caso nominale, in maniera proporzionale

alla diminuzione di carico della turbina a gas. Ad esempio, quando il turbogas si trova

ad operare al 70% del carico nominale, la portata di acqua inviata al preriscaldamento

del gas naturale sarà il 70% del valore determinato in sede di dimensionamento del

componente

Economizzatori. In alcune condizioni di funzionamento off-design può capitare che

l’ultimo banco economizzatore che si trova prima del corrispettivo evaporatore risulti

avere una superficie di scambio eccessivamente grande per mantenere le condizioni

termodinamiche di uscita dell’acqua definite in sede di progetto, tipicamente un certo

sub-cooling rispetto alla temperatura di evaporazione del seguente evaporatore. In

questi casi, si può incorrere nel fenomeno dello steaming, ovvero nella formazione di

bolle di vapore nello scambiatore. Dal momento che l’evaporazione all’interno

dell’economizzatore risulta sgradita in quanto causa di onde di pressione, vibrazioni e

in generale di sollecitazioni fluidodinamiche e meccaniche non desiderate, possono es-

sere adottati due accorgimenti per evitare l’insorgere di tale fenomeno:

- ricircolo di portata. Una pompa di ricircolo preleva parte della portata di acqua

in uscita dall’economizzatore per riportarla all’ingresso dello stesso, con il fine

di mantenere costante il ΔT tra uscita economizzatore e evaporatore. Si crea

quindi un circuito interno che aumenta la portata di acqua che circola nello


41

scambiatore: la stessa potenza termica ceduta dai gas è utilizzata per scaldare

una quantità maggiore di acqua, determinando quindi una diminuzione della

sua temperatura di uscita. L’adozione di questa soluzione prevede dunque

l’introduzione della pompa di ricircolo, a cui è associabile una spesa sia energe-

tica (relativamente alla potenza assorbita dalla stessa) sia economica (legata

all’aumento dei costi di impianto)

- pressurizzazione dell’economizzatore. La regolazione di una valvola posiziona-

ta all’uscita dell’economizzatore consente di aumentare la pressione nello

scambiatore. L’acqua in uscita dall’economizzatore può così raggiungere anche

una temperatura uguale a quella di evaporazione, ma dal momento che la sua

pressione è superiore rispetto alla tensione di vapore dell’evaporatore, il fluido

risulta essere ancora in fase liquida. Questa tipologia di controllo comporta

l’utilizzo di una valvola robusta che sia in grado di resistere alle sollecitazioni

associate al cambio di fase del fluido. Un analisi energetica comparativa con al-

tre modalità di gestione deve prendere in considerazione la potenza assorbita

dalla pompa di alimento per la pressurizzazione della linea

Lo scambiatore più problematico per l’elevata generazione di vapore all’interno ai

carichi parziali è l’ultimo economizzatore di alta pressione (ECO HP 3). Con la turbina

a gas al 30% del carico nominale, la portata da ricircolare per garantire il subcooling di

5°C è pari al 330% della portata che attraversa lo scambiatore in condizioni nominali

di design. Nelle stesse condizioni di carico del turbogas, il fenomeno dello steaming

può essere evitato imponendo un aumento di pressione nell’economizzatore (ovvero

un p assoluto a cavallo della valvola di pressurizzazione) di circa 4,7 bar rispetto

all’evaporatore, equivalente ad un p percentuale del 5,7% rispetto alla pressione di

evaporazione. A parità di altre condizioni, confrontando gli effetti che le due modalità

di regolazione hanno sulle prestazioni dell’intero impianto ai carichi parziali in termini

di rendimento elettrico netto, la regolazione anti-steaming effettuata mediante la pres-

surizzazione di ECO HP 3 risulta essere termodinamicamente più efficiente rispetto a

quella con ricircolo di portata. Per l’ECO HP 3 è stato quindi scelto il controllo anti-

steaming con valvola di pressurizzazione.

Per quanto riguarda l’economizzatore di media pressione ECO MP è stato invece

scelto un controllo anti-steaming con ricircolo di portata. L’utilizzo della valvola di

pressurizzazione comporterebbe infatti che, a carichi bassi, il flusso spillato dalla man-

data della valvola per il preriscaldamento del combustibile sia in parte bifase (ac-

qua/vapore), il che è in contrasto con la gestione del preriscaldatore, il quale impone

che il flusso in entrata sia tutto liquido.

Per quanto concerne il preriscaldatore del condensato (CPH), in questo caso la ti-

pologia di controllo anti-steaming è piuttosto ininfluente sulle prestazioni energetiche

complessive dell’impianto. Infatti, anche a bassissimi carichi, la generazione di vapore

all’interno dello scambiatore è di modesta entità, per cui l’incremento di pressione ri-

chiesto per evitare lo steaming e la portata di ricircolo necessaria a controllare le con-

Capitolo 3

42

dizioni di uscita volute sono tali da determinare perdite dissipative simili. In tal caso è

stato scelto il controllo con ricircolo per mantenere il T di subcooling costante.

Esercizio a carichi parziali 3.5.2

Le simulazioni di impianto riguardanti il funzionamento in condizioni di fuori progetto sono

effettuate mantenendo le condizioni ambiente ISO definite in sede di dimensionamento della

centrale. Si ipotizza, quindi, che l’unico fattore che porta il ciclo combinato a funzionare in

condizioni diverse da quelle nominali sia l’esercizio a carico parziale, ovvero la produzione di

una quantità di potenza inferiore rispetto a quella di progetto. I risultati delle simulazioni al

variare del carico assumono l’ipotesi di base di stato stazionario.

In prima analisi, la Tabella 3.7 confronta i risultati derivanti dal progetto dell’impianto con

quelli ottenuti dalla risoluzione del modello off-design del sistema, simulando il funzionamen-

to al 100% del carico. Si evince che alcune grandezze assumono valori assoluti non perfetta-

mente coincidenti. Ad esempio, se livelli di pressione e portate di vapore in ingresso turbine

sono le stesse, la pressione di condensazione nel caso off-design è invece leggermente inferio-

re rispetto a quella di design. Tali discrepanze possono derivare sia dal modello che descrive il

comportamento off-design dei componenti sia dalla risoluzione dello stesso con metodi nu-

merici. A parità di pressione all’ingresso della turbina, una riduzione della pressione di scarico

determina un aumento del salto disponibile e dunque un incremento della potenza prodotta.

Tuttavia, in termini di variazioni percentuali, tali differenze risultano essere trascurabili e pos-

sono essere considerate come rientranti in un margine di errore accettabile.

Tabella 3.7 - Confronto tra risultati di progetto e off-design al 100% del carico

CICLO COMBINATO

con ACCUMULO TERMICO

CONDIZIONI DI

PROGETTO

OFF-DESIGN AL

100% DEL CARICO

peva HP (bar) 135,6 135,6

peva MP (bar) 27,6 27,6

peva LP (bar) 4,062 4,062

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 86,62

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 98,25 98,25

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 105,8

Tvap TV HP ( C) 600 600

Tvap TV MP ( C) 600 600

Tvap TV LP ( C) 325,2 325,1

pcond

(bar) 0,01 0,0989

Stack gas exit temperature ( C) 93,64 93,5

Nominal net power (MW) 448,360 448,474

Net electric efficiency (%) 58,2 58,21


43

La Figura 3.6 riporta gli andamenti in regolazione di alcuni parametri descrittivi del com-

portamento dell’impianto al diminuire del carico, espressi in termini percentuali rispetto al va-

lore nominale.

Le specifiche tecniche della turbina selezionata individuano il minimo tecnico al 35% della

potenza prodotta in condizioni nominali [37]. In questo lavoro si suppone che sviluppi futuri

del turbogas possano far sì che questo sia in grado di ridurre ulteriormente il carico fino al

30% del valore di progetto, rispettando al tempo stesso i vincoli di carattere ambientale. Tali

condizioni si assumono come minimo tecnico di impianto.

Figura 3.6 - Prestazioni ciclo combinato convenzionale in regolazione di potenza

A commento del grafico possono essere effettuate le seguenti considerazioni:

la regolazione del turbogas viene effettuata agendo sulla variazione dell’angolo di calet-

tamento delle pale statoriche dei primi stadi del compressore e regolando la portata di

combustibile alimentata in modo da mantenere costante la temperatura dei fumi allo

scarico (TOT), anche a bassissimi carichi. Al diminuire della portata massica aspirata, il

rapporto di compressione si riduce, in quanto la pressione massima del ciclo si abbassa

affinché sia rispettata la curva caratteristica della turbina, ovvero la costanza della por-

tata ridotta al suo ingresso. Ne consegue che, a pari temperatura dei gas combusti allo

scarico, la TIT (Turbine Inlet Temperature) automaticamente diminuisce [36]

al diminuire del carico della turbina a gas, si verifica un aumento del grado di recupero

termico dai fumi di combustione, definito come il rapporto tra la potenza termica ce-

duta dai fumi nel loro raffreddamento e la potenza termica complessivamente assorbi-

ta dal fluido di lavoro del ciclo bottoming. Infatti, all’abbassamento delle pressioni di

evaporazione con il diminuire del carico del turbogas corrisponde una riduzione della

temperatura dei fumi scaricati a camino, da cui deriva un aumento dell’efficienza di re-

0

20

40

60

80

100

120

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

% of nominal value

GT load as percent of site rating [%]

Net power Net electric efficiencyTIT TOTExhaust flow HRSG efficiencyStack gas exit temperature

Capitolo 3

44

cupero dell’HRSG

In accordo con le modalità di regolazione adottate, la Figura 3.7 mostra come le portate di

vapore generate nei corpi cilindrici diminuiscano proporzionalmente alle rispettive pressioni di

evaporazione e come, grazie agli attemperatori, la temperatura del vapore in ingresso alle tur-

bine di alta e media pressione possa essere mantenuta costante al variare del carico.

Figura 3.7 - Andamenti di alcuni parametri dell’HRSG in regolazione di potenza

Dall’analisi del grafico si nota che, nelle simulazioni effettuate relativamente all’esercizio

dell’impianto a carichi parziali, il gruppo di turbine a vapore è regolato in ‘sliding-pressure’ su

tutto il campo operativo di funzionamento. Anche quando la turbina a gas lavora a bassi cari-

chi, la pressione del vapore nella sezione di ingresso in turbina è sempre superiore al valore

limite assunto di 50 bar, per cui la valvola di laminazione posta in ingresso al gruppo di alta

rimane sempre in modalità ‘wide-open’.

La Figura 3.8 mostra come si modificano pressione e temperatura di condensazione al va-

riare del carico della turbina a gas.

0

20

40

60

80

100

120

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

% of nominal value


EVA LP exit steam mass flow EVA MP exit steam mass flow

EVA HP exit steam mass flow EVA LP pressure

EVA MP pressure EVA HP pressure

SH HP 3 exit steam temperature RH 2 exit steam temperature

SH MP exit steam temperature SH LP exit steam temperature


45

Figura 3.8 - Pressione e temperatura di condensazione al variare del carico

Mantenendo costante la velocità dei ventilatori del condensatore, la pressione di conden-

sazione si abbassa quando il turbogas diminuisce la potenza prodotta, poiché diminuendo la

portata di vapore da condensare si riduce in proporzione la potenza termica da smaltire; es-

sendo costante la velocità dell’aria di raffreddamento, le aree di scambio risultano di fatto so-

vradimensionate, per cui si assiste ad una riduzione del salto medio di temperatura tra fluido

condensante ed aria, che si traduce in un abbassamento della temperatura di condensazione

(Figura 3.9). In maniera semplificata, il funzionamento off-design del condensatore è descritto

dalla risoluzione del seguente sistema (Equazione 3.2):

{ cond

U A Tmln

cond

maria cparia Taria mvap hcond

(3.2)

dove:

Tmln

(Tcond

Tair,out) (Tcond Tair,in)

ln (T

cond Tair,out)

(Tcond

Tair,in)

(3.3)

La riduzione del coefficiente di scambio globale U derivante dalla minor portata, ovvero

dalla minor velocità del vapore, non è sufficiente per compensare la diminuzione della potenza

termica scambiata. Ne deriva che, essendo definita e constante l’area dello scambiatore A, deve

ridursi la differenza di temperatura medio logaritmica Tmln tra vapore ed aria. A parità di por-

tata e temperatura dell’aria in ingresso, la riduzione della potenza termica da smaltire determi-

na un calo della temperatura di uscita dell’aria dallo scambiatore. Dovendo diminuire la diffe-

renza di temperatura media tra aria e vapore, ne deriva un abbassamento della temperatura di

condensazione.

05101520253035404550

0,0

0,02

0,04

0,06

0,08

0,1

0,12

20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

°C bar


pcond Tcond

Capitolo 3

46

Figura 3.9 - Diagramma T-Q del condensatore al variare del carico

Funzionamento al minimo tecnico 3.6

Ottimizzazione della gestione del condensazione al minimo tecnico 3.6.1

Al minimo tecnico, la velocità dell’aria di raffreddamento al condensatore, da cui dipende la

pressione di condensazione, è il risultato di un procedimento di ottimizzazione. Infatti, al di-

minuire della velocità di rotazione dei ventilatori, e quindi della velocità dell’aria che attraversa

i banchi di scambio, da un lato si assiste alla riduzione della potenza elettrica da questi assorbi-

ta, dall’altro l’aumento della pressione di condensazione che ne consegue comporta una dimi-

nuzione della potenza prodotta dalla turbina a vapore. Dal grafico di Figura 3.10 si osserva

che, inizialmente, la riduzione della potenza prodotta dalla turbina a vapore non è tale da

compensare la riduzione della potenza assorbita dai ventilatori, ovvero il vantaggio associato

alla riduzione della potenza assorbita dai ventilatori è maggiore dello svantaggio derivante dalla

riduzione della potenza prodotta; si ottiene, dunque, un aumento della potenza netta prodotta

dall’impianto. Superato il punto di ottimo, invece, si ha che la riduzione della potenza prodotta

dalla turbina a vapore è maggiore della diminuzione della potenza assorbita dai ventilatori.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

0 50000 100000 150000 200000 250000

T [°C]

Q [kW]

Tcond @ 100% Tcond @ 50% Tcond @ 75%

Qcond @ 100% Qcond @ 75% Qcond @ 50%


47

Figura 3.10 - Ottimizzazione della pressione di condensazione al minimo tecnico

Al minimo carico, la pressione di condensazione ottima corrisponde ad un valore di porta-

ta volumetrica di aria che attraversa il condensatore pari al 97% del valore nominale. Il corri-

spettivo valore di pressione di condensazione è pari a 0,0528 bar. È tuttavia evidente come

l’incremento della potenza netta sia di modesta entità e di fatto trascurabile. L’andamento della

potenza elettrica prodotta dal generatore asservito all’assembly delle turbine a vapore e la po-

tenza elettrica assorbita dai ventilatori è illustrato in Figura 3.11. Si può osservare che per valo-

ri di velocità dell’aria di raffreddamento del condensatore prossimi al valore nominale, la ridu-

zione della potenza della turbina a vapore è minima, in quanto la curva si presenta inizialmente

quasi piatta. La rapidità con cui diminuisce la potenza assorbita dai ventilatori al diminuire del-

la loro velocità di rotazione è invece elevata per valori di velocità dell’aria prossimi al 100%.

Ne consegue un punto di ottimo prossimo al valore di design. Per più bassi valori della veloci-

tà, infatti, la riduzione della potenza prodotta dal gruppo di turbina è preponderante rispetto

all’abbassamento della richiesta elettrica dei ventilatori, per cui la potenza netta del ciclo dimi-

nuisce.

0,0515

0,052

0,0525

0,053

0,0535

0,054

0,0545

0,055

0,0555

0,056

182.040

182.050

182.060

182.070

182.080

182.090

182.100

88 90 92 94 96 98 100 102

Condenser pressure

[bar]

Net power [MW]

Full speed cell air volume flow/ nominal volume flow [%]

Net Power Condenser Pressure

Capitolo 3

48

Figura 3.11 - Potenza ST e assorbimento ventilatori vs velocità dell’aria al condensatore

Se il condensatore, indipendente dal carico della turbina a gas, fosse invece gestito a pres-

sione costante e pari al valore nominale di 0,1 bar, la velocità dell’aria di raffreddamento al mi-

nimo tecnico dovrebbe essere ridotta al 48% del valore nominale per ottenere l’obiettivo desi-

derato. Tale regolazione determinerebbe, tuttavia, una riduzione della potenza netta prodotta

rispetto a quella generata al punto di ottimo di ben 4,7 MWel, per cui non risulta essere ener-

geticamente efficiente.

Diagramma T-Q al minimo tecnico 3.6.2

Con i criteri di regolazione adottati, le caratteristiche della caldaia a recupero in condizioni di

minimo tecnico sono riassunte dal diagramma T-Q riportato in Figura 3.12.

0

200

400

600

800

1.000

1.200

1.400

1.600

1.800

80.000

82.000

84.000

86.000

88.000

90.000

92.000

94.000

96.000

98.000

0 20 40 60 80 100 120

Fan consumption

[kW] ST power [kW]


Steam turbine net power Condenser fan electricity consumption


49

Figura 3.12 - Diagramma T-Q al minimo tecnico di impianto

Oltre alla riduzione della potenza termica scambiata, all’abbassamento delle temperature di

evaporazione, alla diminuzione del salto medio di temperatura tra gas combusti e ac-

qua/vapore, è possibile effettuare le seguenti interessanti osservazioni:

gli economizzatori CPH e ECO MP riescono a mantenere il subcooling voluto di 5°C

ricircolando in ingresso parte della portata in uscita. Il miscelamento dell’acqua calda

ricircolata con l’acqua fredda in ingresso determina un aumento della temperatura

dell’acqua all’entrata degli scambiatori. Da ciò deriva, ad esempio, il salto di temperatu-

ra osservabile sul diagramma T-Q tra l’uscita di EVA LP e l’ingresso di ECO MP.

L’effetto associato a tale incremento di temperatura risulta essere di minore entità ri-

spetto all’effetto determinato dall’aumento della portata che attraversa lo scambiatore:

il risultato è che il ricircolo consente di garantire il sub-cooling desiderato per evitare il

fenomeno dello steaming nell’economizzatore. In questo caso la portata di ricircolo è il

29% della portata che attraversa lo scambiatore in condizioni nominali. Per il CPH tale

valore risulta essere pari al 4,6%

l’economizzatore ECO HP 3 presenta un grado un sub-cooling inferiore al valore di

design, ma evita l’insorgere dello steaming con la pressurizzazione dello scambiatore.

La differenza tra la temperatura dell’acqua in uscita dallo scambiatore e la temperatura

di evaporazione è infatti pari a 1,2°C

0

100

200

300

400

500

600

700

0 50000 100000 150000 200000 250000

T [°C]

Q[kW]

Diagramma T-Q al minimo tecnico

ECO MP

ECO HP 1

ECO MP

ECO HP 1

EVA HP

RH 1

SH HP 3

RH 2

SH HP 1

SH HP 2

EVA MP

EVA LP

CPH SH LP

SH MP

ECO HP 2

ECO HP 3

Capitolo 3

50

in off-design, la ripartizione del flusso di gas sui due rami del parallelo tra ECO MP e

ECO HP 1 definita in sede di progetto viene mantenuta costante al variare delle con-

dizioni di esercizio. Fissate le ‘flow-fraction’ calcolate in fase di design, la risoluzione

dei bilanci energetici sugli scambiatori ha come incognite le temperature dell’acqua e

dei gas combusti in uscita da ognuno di essi. Ne consegue che le temperature dei fumi

in uscita dai due economizzatori sono diverse. Viene successivamente calcolato un va-

lore di temperatura unico per il flusso di gas in uscita dal parallelo, ottenuto dal misce-

lamento isobaro delle due portate

Capitolo 4

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi:

Dimensionamento

A partire dalle considerazioni effettuate e dai risultati ottenuti dalle simulazioni riguardanti il

ciclo combinato convenzionale, il presente lavoro di tesi intende introdurre una innovativa

tipologia di impianto che, dotata di un adeguato sistema di accumulo termico, possa garantire

allo stesso una maggior flessibilità operativa, ovvero renderlo disponibile ad una ulteriore di-

minuzione del minimo tecnico di centrale e alla produzione di una potenza superiore rispetto a

quella generata in condizioni di funzionamento nominale. Nel seguente capitolo vengono pre-

sentati lo schema d’impianto, i parametri termodinamici di progetto dei componenti, l’analisi

del processo, i risultati della risoluzione dei bilanci energetici ed il dimensionamento di un ori-

ginale concept di ciclo combinato integrato con un sistema di accumulo termico a sali fusi.


Rispetto al ciclo combinato convenzionale, il nuovo schema d’impianto introduce le seguenti

due principali novità:

1) un circuito il cui fluido di lavoro è una miscela di sali fusi, operante nella sezione

di alta temperatura del ciclo a recupero

2) due serbatoi, che consentono l’accumulo dei sali ad alta e a bassa temperatura

In dettaglio, è possibile osservare in Figura 4.1 che l’evaporatore di alta pressione, i surri-

scaldatori di alta pressione ed i risurriscaldatori dell’HRSG convenzionale sono sostituiti da

uno scambiatore attraversato internamente da sali fusi, in cui si realizza la prima parte della

linea di raffreddamento dei gas combusti. I fumi provenienti dallo scarico dalla turbina a gas

attraversano una serie di fasci tubieri in cui cedono potenza termica alla miscela di sali, che

vede così aumentare la propria temperatura. ln uscita dallo scambiatore con i fumi, i sali ven-

gono immessi nel serbatoio caldo, che costituisce l’accumulo termico ad alta temperatura. I sali

caldi vengono quindi prelevati ed utilizzati per la produzione del vapore di alta pressione, per il

surriscaldamento del vapore prodotto e per il risurricaldamento del flusso ottenuto dal misce-

lamento del vapore uscente dalla turbina di alta con il vapore proveniente dal surriscaldatore di

media pressione. Surriscaldatori e risurriscaldatori sono posti in parallelo, in modo che la tem-

peratura del vapore in uscita dai risurriscaldatori sia la massima consentita. I sali fusi in uscita

Capitolo 4

52

dal serbatoio caldo vengono splittati in due flussi: una quota parte della portata totale attraver-

sa i surriscaldatori, mentre la restante parte i risurriscaldatori; i due rami si ricongiungono

all’ingresso dell’evaporatore. Superato tale componente, i sali sono infine immessi nel serba-

toio freddo, che realizza l’accumulo a bassa temperatura. Essendo il circuito un ciclo chiuso, i

sali freddi vengono quindi prelevati per esser rinviati allo scambiatore con i gas combusti.

La miscela di sali fusi utilizzata in questo studio è costituita da nitrato di sodio (NaNO3) al

60% e nitrato di potassio ( NO3) al 40% (in peso). L’utilizzo di tale composto consente sia

elevate prestazioni termodinamiche, derivanti da un’elevata temperatura di inizio degradazione

termochimica, sia buone performance economiche, legate al basso costo di approvvigiona-

mento. La minima e la massima temperatura operativa della miscela sono assunte rispettiva-

mente pari a 260°C e 593°C [42].

La necessità di evitare l’insorgere di fenomeni corrosivi nei confronti dei materiali dei

componenti impone che tutti gli scambiatori a diretto contatto con i sali siano costruiti con

acciaio inossidabile.

L’impianto si contraddistingue per le seguenti caratteristiche:

l’evaporazione di alta pressione ha luogo in uno scambiatore di tipo ‘Shell&Tubes’, in

cui i sali fusi passano all’interno dei tubi ed il fluido evaporante lato mantello. In tale

scambiatore si ha quindi evaporazione in condizioni di ‘pool boiling’. L’elevata pres-

sione a cui si trova il vapore all’interno della shell fa sì che tale componente, dotato di

elevati spessori di parete, si comporti a tutti gli effetti come il corpo cilindrico di alta

pressione del ciclo combinato tradizionale, e ciò può dare origine a problematiche ri-

guardanti la flessibilità dinamica dell’impianto. Tuttavia, nell’esercizio quotidiano della

centrale, la necessità di tenere la miscela di sali in temperatura per scongiurare proble-

mi di solidificazione comporta che tale componente sia, di fatto, sempre mantenuto

caldo, con tutti i vantaggi che ciò comporta in termini di ridotti tempi di risposta di-

namica dell’impianto. Un’alternativa che non viene presa in considerazione in questo

studio ma che potrebbe essere oggetto di un’analisi futura è l’utilizzo di un evaporatore

con fluido evaporante all’interno dei tubi e circolazione assistita. Dal momento che in

questa configurazione i sali passano lato mantello, la solidificazione della miscela può

essere evitata tramite il riscaldamento esterno del mantello stesso

gli scambiatori ‘Shell&Tubes’ che realizzano il surriscaldamento di alta pressione ed il

risurriscaldamento vedono passare il vapore nei tubi ed i sali fusi lato ‘Shell’. Tale con-

figurazione consente di minimizzare le perdite di carico ed evitare eventuali incrosta-

zioni di sali che potrebbero ostruire il flusso all’interno delle tubazioni. Le linee di sur-

riscaldamento e di risurriscaldamento sono poste in parallelo; questa disposizione ga-

rantisce una temperatura del vapore in uscita dal risurriscaldamento coincidente con

quella di surriscaldamento, con i conseguenti vantaggi in termini di aumento della po-

tenza prodotta e riduzione del titolo di liquido in uscita dalla turbina di bassa pressio-

ne. Ogni linea è dotata di due scambiatori e di un attemperatore intermedio, che ha la

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi: Dimensionamento

53

funzione di controllare la temperatura del vapore in uscita dai componenti SH HP 2 e

RH 2 in condizioni di off-design. Per ragioni che saranno ben spiegate nel seguito del

lavoro, è previsto un ulteriore attemperatore prima che il vapore, in uscita dal secondo

surriscaldatore, entri nel gruppo di turbine a vapore. L’acqua per l’attemperamento

viene prelevata dalla mandata della pompa del relativo livello di pressione, ovvero dalla

mandata della pompa di alta pressione per attemperamento sul ramo di surriscalda-

mento ed in ingresso turbina e dalla mandata di quella di media per attemperamento

lato risurriscaldamento

con il fine di minimizzare il costo totale, lo scambiatore fumi/sali è suddiviso in due

sezioni (HX 1 e HX 2). L’alettatura della porzione ad alta temperatura (HX 2) è co-

struita in T409, un acciaio inox ad alto costo [43], mentre le alette presenti sulle tuba-

zioni della parte di più bassa temperatura (HX 2) sono fatte di un semplice acciaio al

carbonio, di più basso costo. La temperatura di uscita dei sali dal primo scambiatore è

tale per cui, in ogni condizione di funzionamento, la massima temperatura stimata sulle

alette del componente HX 1 sia sempre inferiore alla massima temperatura sopportabi-

le dal materiale delle alette stesse

a valle dello scambiatore fumi/sali, la disposizione dei banchi di scambio rimane inva-

riata rispetto a quella dell’impianto di riferimento; l’assembly della turbina a vapore

mantiene la stessa configurazione del ciclo combinato di base; il condensatore è raf-

freddato ad aria

Capitolo 4

54

Figura 4.1 - Schema d'impianto ciclo combinato con sistema di accumulo a sali fusi

THERMOFLEX Version 25.0 Revision: May 17, 2016 luca Politecnico di Milano

Sheet 1 1000 07-06-2016 11:17:48 file= C:\Users\luca\Thermoflex\ciclo combinato con accumulo.tfx

bar C kg/s kJ/kg

FUEL SOURCE

AIR SOURCE

SH HP 2

SH HP 1

RH 2

RH 1

COLD TANK

HOT TANK

FUEL HTR

EVA HP

AIR CONDENSER

GAS/SALTS HXs

desup SHdesup RH

desup ST HP

A=ECO MPB=ECO HP 1

1

2

3

5

8910111213141516

23

4

30

31

37

36

32

33

40

53

56

48

49

34 35

51

52

39

38

59

28

29

60

61

61

55

66

50

7

17

18

19

20

21

24 25

43

44 45

46

47

57 62

63

64

67

67

68

68

41

69 70

72

27

42

71

73

22

26

74

6

58

58

75

76

77

77

54

65

G1

297182 kW

G2

157372 kW

77

77desup ST HP

58

58fuel htr

68

68desup SH

67

67

de

su

p R

H

61

61dea

52

52

de

a

GE GT-9F.05

AIR SOURCE

AIR SINK

ST HPST MP

ST LP

ECO HP 3 ECO HP 2SH MP SH LP EVA MP

AA BB

CPH

LP PUMP

MP PUMP

HP PUMP

H

C

EVA LP

DEA

HX 1HX 2


55

Criteri di progetto 4.2

Tutte le variabili di cui non viene esplicitamente dichiarata una modifica assumono valori

uguali a quelli del ciclo combinato di riferimento. In particolar modo, vengono mantenute

inalterate le pressioni del vapore in ingresso alla turbina di alta, media e bassa pressione, pari

rispettivamente a 130, 26 e 4 bar. A commento di tale assunzione, è subito possibile notare

che:

le modifiche apportate allo schema d’impianto determinano dei cambiamenti nelle

perdite di carico del vapore all’interno dei componenti, per cui le pressioni di

evaporazione dei tre corpi cilindrici saranno differenti rispetto ai corrispondenti

valori dell’impianto convenzionale

la pressione dei fumi all’ingresso dell’ultimo economizzatore di alta pressione

(ECO HP 3) risulterà essere leggermente diversa per i due casi di ciclo combinato

di riferimento e ciclo con accumulo a sali fusi, a pari sezione trasversale della cal-

daia a recupero. Questo perché, quando si sostituisce la sezione di alta pressione

del ciclo tradizionale con lo scambiatore fumi/sali, l’intero impianto viene intera-

mente riprogettato, anche nelle sezioni di media e bassa pressione. Dal momento

che, con le ipotesi introdotte, i livelli di evaporazione e le portate del vapore gene-

rato nei corpi cilindrici sono differenti nei due impianti, il dimensionamento degli

scambiatori di media e bassa pressione risulta essere leggermente diverso; da ciò

deriva che le perdite di pressione dei fumi a cavallo di scambiatori corrispondenti

non risultano essere coincidenti nei due casi. Affinché la pressione dei fumi in in-

gresso a ECO HP 3 sia uguale per i due sistemi analizzati è necessario che, quan-

do si sostituisce la sezione di alta pressione con il circuito dei sali, le parti di media

e bassa pressione rimangano fisicamente le stesse. In questo modo però, anche

quando il circuito sali si trova in modalità di design, gli scambiatori che non sono

stati sostituiti saranno gestiti in off-design: ad esempio, poiché la pressione di

evaporazione di EVA HP per il caso con accumulo risulta essere inferiore rispetto

a quella dell’impianto di riferimento, sarebbe necessario pressurizzare ECO HP 3

per evitare l’insorgere dello steaming al suo interno.

Perdite di carico HRSG, lato gas 4.2.1

L’introduzione dello scambiatore fumi-sali determina, a parità di sezione trasversale rispetto al

ciclo combinato tradizionale preso come riferimento, una perdita di pressione lato fumi ecces-

sivamente alta e tale da penalizzare in maniera consistente la potenza prodotta dalla turbina a

gas. Con l’intento di limitare le perdite di carico dei fumi nell’attraversamento della caldaia a 4

kPa – ovvero contenere l’aumento delle perdite di carico a 0,5 kPa rispetto al Δp introdotto

dall’HRSG del ciclo convenzionale, pari a 3,5 kPa – si è ricercato il valore del parametro ‘de-

sign gas-side mass flux’ che permettesse di ottenere una sezione trasversale dell’HRSG tale da

Capitolo 4

56

garantire il valore desiderato di pressione allo scarico del turbogas. In Tabella 4.1 sono ripotati

i valori delle principali grandezze su cui la scelta del valore assunto dal flusso di massa ha par-

ticolare influenza. È evidente come al diminuire del valore ipotizzato si abbia da un lato un

aumento della sezione trasversale della caldaia, con conseguente riduzione della pressione di

scarico della turbina a gas, dall’altro un inevitabile aumento delle superfici di scambio e conse-

guentemente del costo di investimento.

Tabella 4.1 - Perdite di carico HRSG, lato gas al variare dell'area della sezione trasversale

HRSG gas-side pressure loss sensitivity analysis

Design gas side mass flux (kg/m2 s) 3,427 3,327 3,227

Gas path frontal area (m2) 193,9 199,7 205,9

TG exhaust pressure (bar) 1,058 1,055 1,053

TG electrical power (MW) 296,801 297,032 297,184

HRSG total outside area (m2) 272.841 278.253 281.716

Con un valore di ‘design gas-side mass flux’ pari a 3,227 si ottiene una pressione dei gas

combusti in uscita dalla turbina a gas di 1,053 bar e quindi una perdita di carico complessiva

rispetto alla pressione ambiente di 4 kPa. Si raggiunge così un aumento della potenza elettrica

prodotta dal turbogas e dunque del rendimento elettrico netto del sistema, a scapito di costi di

investimento iniziali maggiori, derivanti dalla maggior estensione delle superfici dei fasci tubie-

ri.

Circuito sali 4.2.2

Una variabile da definire in sede di dimensionamento dell’impianto è la minima differenza di

temperatura tra gas combusti e sali fusi ( Tpp,fumi-sali). Inizialmente si è ipotizzato un valore di

15°C, per cui tutti i risultati riportati in questa sezione fanno riferimento a tale assunzione.

Successivamente, dal momento che tale parametro ha una forte influenza sulle caratteristiche

della caldaia a recupero, del circuito sali e dei serbatoi di accumulo sia in termini di prestazioni

termodinamiche che di costi, si svolgerà un’analisi di sensitività per valutare come le perfor-

mance tecno-economiche dell’impianto si modificano al variare del valore assunto per tale va-

riabile.

La portata di sali circolante nel circuito sali in condizioni di progetto è calcolata suppo-

nendo che la temperatura della miscela di sali in uscita dallo scambiatore con i fumi (HX 2) sia

pari alla massima temperatura consentita per non incorrere in problemi di degradazione termi-

ca del fluido, pari a Tmax,sali 593 C.

Si ipotizza una differenza di temperatura tra sali fusi e vapore ( Tap,sali-vapore) di 15°C. Il

dimensionamento del parallelo tra surriscaldatori di alta pressione e risurriscaldatori assume

che siano uguali le temperature dei sali in uscita dai due rami, ovvero in ingresso

all’evaporatore di alta pressione, e che siano coincidenti le perdite di pressione da questi subite


57

nell’attraversamento dei due lati. Le temperature del vapore in uscita dal primo scambiatore di

surriscaldamento (SH HP 1) e dal primo Shell&Tubes di risurriscaldamento (RH 1) sono po-

ste a metà del salto di temperatura complessivo tra ingresso e uscita del rispettivo ramo del

parallelo: viene dunque supposto che l’incremento totale di temperatura che il vapore subisce

nell’attraversamento di ciascuno dei due lati sia uniformemente distribuito tra il primo ed il

secondo scambiatore. La portata di vapore generata nell’evaporatore di alta pressione viene

calcolata assumendo una minima differenza di temperatura tra sali e acqua/vapore nello

scambiatore ( Tpp, EVA HP) di 5°C. La Tabella 4.2 riassume le ipotesi fin qui introdotte:

Tabella 4.2 - Assunzioni usate nel calcolo del circuito sali

MOLTEN SALTS – ASSUMPIONS

Tpp,fumi sali ( C) 15

Tmax,sali( C) 593

Tap,sali-vapore ( C) 15

Tpp, EVA HP( C) 5

Dimensionamento dei serbatoi di accumulo 4.2.3

Vengono di seguito elencati i principali parametri di progetto necessari al dimensionamento

dei serbatoi, e le scelte effettuate in relazione ai valori utilizzati:

‘assumed pressure’: il dimensionamento termodinamico dei serbatoi richiede di spe-

cificare la pressione totale alla loro base. Tale pressione rappresenta la pressione di

progetto per la quale il componente è dimensionato. Durante l’effettivo funzionamen-

to, i serbatoi sono tenuti a pressione atmosferica, per cui la pressione alla loro base è

data dalla somma della pressione ambiente più il battente idrostatico del fluido in essi

contenuto. In fase di dimensionamento, invece, l’altezza del fluido nei serbatoi non è

nota, quindi la pressione totale alla base deve essere stabilita a priori. Un’analisi di sen-

sitività, effettuata variando il valore di tale parametro dalla pressione ambiente fino ad

un massimo di 5 bar, ha messo in evidenza come il dimensionamento dei serbatoi (e

quindi il loro costo) e le prestazioni del sistema siano di fatto insensibili al valore della

‘assumed pressure’ assunto. Si è quindi deciso per entrambi i serbatoi di lasciare il valo-

re di default presente in Themoflex 25® di 2,068 bar, in modo da mantenere una pres-

sione superiore a quella atmosferica per evitare possibili infiltrazioni di aria

temperatura dei sali nel serbatoio, da cui si ricava la loro densità:

- per il serbatoio caldo, la temperatura di stoccaggio dei sali è pari alla temperatura

che questi hanno in uscita dallo scambiatore con i fumi. La temperatura della por-

tata di sali entrante nel serbatoio caldo è quindi imposta pari a Tmax,sali 593 C

- per il serbatoio freddo, la temperatura a cui vengono immagazzinati i sali viene

stabilita dal network: i sali vengono accumulati alla temperatura che essi hanno in

uscita dall’evaporatore di alta pressione, e dipendente quindi dalla temperatura di

evaporazione e dal Tpp, EVA HP dell’evaporatore di alta pressione. Deve essere ve-

Capitolo 4

58

rificato che, in ogni possibile condizione di esercizio, tale temperatura sia comun-

que superiore alla temperatura di solidificazione della miscela

portata di sali: msali è determinata dallo scambiatore fumi/sali, in accordo con le ipo-

tesi effettuate su Tpp,fumi-sali e Tmax,sali

ore di accumulo hdesign

: il sistema con il circuito dei sali fusi e i serbatoi di accumu-

lo è pensato per esser sfruttato per abbassare il minimo tecnico dell’impianto al di sot-

to di quanto consentito dalla configurazione tradizionale del ciclo combinato. Il di-

mensionamento dei serbatoi di accumulo viene effettuato in modo tale che il sistema

sia in grado di funzionare con continuità al minimo tecnico per un numero di ore ap-

prossimativamente pari a 5 (ovvero un numero di ore tali da impedire la fermata not-

turna al ciclo), ipotizzando che inizialmente il livello del serbatoio freddo sia pari al

100% e che il serbatoio caldo sia, invece, completamente vuoto. Come sarà evidente

dai risultati riportati nelle sezioni seguenti, in cui saranno delineate con precisione le

modalità di gestione dell’impianto al minimo tecnico, progettando i serbatoi per un va-

lore di ‘design-point hours of storage’ di 2 ore, il serbatoio caldo si riempirà interamen-

te in 4 ore e 59 minuti

il rapporto h d⁄ tra altezza e diametro, ipotizzando che il serbatoio abbia una geome-

tria cilindrica. Si è utilizzato un rapporto di 0,4 per entrambi i serbatoi, valore in linea

con quello utilizzato per il progetto dei serbatoi di stoccaggio dei sali fusi impiegati

nelle centrali solari a concentrazione dotate di accumulo termico [25]. In questo modo,

a parità delle altre condizioni, il dimensionamento dei due serbatoi (ovvero altezza e

diametro) è funzione solo della densità dei rispettivi fluidi in ingresso: il serbatoio

freddo, a pari quantità di massa da accumulare, avrà un volume totale minore e quindi,

a pari h d⁄ , un’altezza ed un diametro più piccoli di quelli del serbatoio caldo

‘extra-capacity’ extra

: è conveniente che i serbatoi siano opportunamente sovradi-

mensionati, ovvero pensati per accogliere una capacità un po’ più grande rispetto alla

massima quantità richiesta dal sistema. È stato utilizzato un valore di extra-capacity del

10%

‘max volume per tank’: è stato mantenuto il valore di default pari a 11.000.000 litri

materiale: i serbatoi sono costruiti in acciaio. Va qui messo in evidenza che in The-

moflex 25® non è definita alcuna coibentazione per i serbatoi, che nella realtà è invece

necessaria per limitare le dispersioni termiche verso l’esterno. In tale direzione, svilup-

pi futuri del software dovrebbero prevedere l’inserimento di materiale isolante nella

struttura di contenimento dei serbatoi per rendere la simulazione del processo e la sti-

ma dei costi d’impianto ancor più fedeli alla realtà


59

Le assunzioni effettuate sui parametri di progetto dei serbatoi sono riassunte in Tabella 4.3.

Tabella 4.3 - Assunzioni usante nel dimensionamento dei serbatoi

TANK – MAIN ASSUMPTIONS

hdesign (h) 2

msali (kg/s) determined by HX gas/salts

sali(kg/m3) depending on tank temperature

h d (-)⁄ 0,4

extra(%) 10

Fissate tali ipotesi, il volume totale del serbatoio è ricavato dalla seguente Equazione 4.1:

Vtank msali hdesign 3600

sali

(1 extra) (4.1)

Noto il volume totale ed essendo il serbatoio di geometria cilindrica, ipotizzato un rappor-

to h d⁄ , è possibile ricavare h e d a partire dalla seguente espressione (Equazione 4.2):

Vtank d2

4 h (4.2)

Turbina a vapore 4.2.4

Con il fine di aumentare la potenza massima producibile dalla centrale con sistema di accumu-

lo termico, l’assieme delle turbine a vapore viene progettato utilizzando, per ogni gruppo, un

valore del parametro ‘sizing flow/design point flow’ uguale a 1,25: le aree degli ugelli sono di-

mensionate in modo tale che, quando la portata di vapore entrante in turbina è pari al 125%

del valore calcolato in sede di progetto, allora la pressione nella sezione di ingresso è pari al

valore specificato per il dimensionamento. Agendo sul ‘sizing-parameter’, la turbina viene di

fatto dimensionata con una capacità di smaltimento del flusso in ingresso più grande di quella

che basterebbe per far fluire la portata calcolata per mezzo della risoluzione dei bilanci sul si-

stema, dati gli input di progetto. Più alto è il valore assunto per tale parametro, più grandi sa-

ranno le aree e quindi la portata smaltibile dalla turbina. Il valore di 1,25 utilizzato per le turbi-

ne dell’impianto con accumulo rappresenta il limite superiore utilizzabile per tale variabile. Ne

consegue che, essendo la turbina gestita in ‘sliding-mode’, quando la portata di vapore in in-

gresso è inferiore al 125% del valore definito durante il design, anche la pressione sarà propor-

zionalmente più bassa.

Tale assunzione ha un forte impatto sul funzionamento in condizioni di carico nominale

continuo. A differenza di quanto accade per il ciclo combinato convenzionale, le prestazioni

del ciclo con sistema di accumulo in condizioni nominali differiscono da quelle calcolate in

fase di design. Questo perché, per ragioni che saranno ampiamente spiegate nel seguito del

lavoro, durante il funzionamento nominale la portata di vapore entrante in turbina sarà minore

del 125% della valore determinato in sede di progetto, per cui gli evaporatori saranno caratte-

Capitolo 4

60

rizzati da livelli di pressione più bassi. Di conseguenza, le condizioni di progetto non corri-

spondono alle condizioni di esercizio nominale continuo. Come prevedibile, ciò determinerà

uno scadimento delle prestazioni del ciclo combinato integrato con il sistema di accumulo

termico rispetto alla centrale di riferimento, quando eserciti in condizione di carico nominale

continuo. Tuttavia, l’utilizzo di un ‘sizing-parameter’ maggiore di 1 è necessario per garantire

la maggior flessibilità operativa desiderata; in caso contrario, infatti, un aumento della potata di

vapore smaltita dalla turbina volto ad incrementare la potenza generata dal gruppo determine-

rebbe un aumento proporzionale della pressione al di sopra del valore per il quale i compo-

nenti sono progettati.

Da un punto di vista meccanico, è importante sottolineare che l’albero di trasmissione del

gruppo di turbine a gas andrà opportunamente dimensionato in funzione della coppia tra-

smessa quando si realizzano le condizioni che portano l’impianto a produrre la massima po-

tenza, che non si ottiene durante il funzionamento nominale.

Risultati del dimensionamento 4.3

Risultati progetto ciclo con accumulo e confronto con ciclo di riferimento 4.3.1

Date le ipotesi e gli input di dimensionamento definiti, in Tabella 4.4 sono riportate i valori

assunti dalle variabili di maggior interesse e le prestazioni complessive dell’impianto con siste-

ma di accumulo termico come da progetto, messo a confronto con le performance del ciclo

combinato tradizionale di riferimento.

Tabella 4.4 - Prestazioni di progetto ciclo con accumulo a sali fusi

CICLO COMBINATO CONVENZIONALE con ACCUMULO

TERMICO a SALI

Tvap ST HP ( C) 600 578

Tvap ST MP ( C) 600 578

Tvap ST LP ( C) 325,2 310,5

peva HP (bar) 135,6 130,94

peva MP (bar) 27,60 27,28

peva LP (bar) 4,062 4,051

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 85,12

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 98,25 100,5

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 107,8

Tgas inlet ECO HP 3 ( C) 344,2 351,6

Tgas stack exit ( C) 93,6 93,1

msalts ( kg s⁄ ) - 584,9

Design Net Power (MW) 448,360 445,090

Design Net Electric Efficiency (%) 58,20 57,76


61

Rispetto al ciclo combinato convenzionale, l’implementazione dell’impianto con accumulo

termico a sali fusi determina una degradazione delle condizioni termodinamiche del vapore in

ingresso ai tre gruppi di turbine a vapore. A pari pressione del vapore nella sezione di inlet, la

riduzione della sua temperatura – limitata dalla massima temperatura ammissibile per i sali fusi

e dalla necessità di mantenere delle minime differenze di temperatura di approach negli scam-

biatori sali/vapore – determina una diminuzione del contenuto entalpico posseduto dal flusso

all’inizio della linea di espansione e dunque, a pari pressione di condensazione, un minor salto

entalpico disponibile a cavallo dell’insieme di turbine a vapore (Figura 4.2).

Figura 4.2 - Linea espansione vapore: TGCC (sopra) vs ciclo con accumulo (sotto)

È inoltre interessante notare che, se le pressioni di evaporazione di media e bassa pressio-

ne rimangono grossomodo identiche nei due casi, varia invece in maniera significativa la pres-

sione dell’evaporatore di alta pressione. Le perdite di carico subite dal vapore

nell’attraversamento dei due scambiatori di tipo ‘Shell&Tubes’ di surriscaldamento risultano

Capitolo 4

62

essere di gran lunga inferiori rispetto a quelle subite nei fasci tubieri dei tre surriscaldatori del

ciclo convenzionale.

Nonostante portate di vapore nel circuito di media e bassa pressione leggermente più alte

per il ciclo combinato con circuito sali fusi e accumulo termico – derivanti da una temperatura

dei gas combusti in uscita dallo scambiatore con i sali maggiore rispetto a quella del corrispet-

tivo punto del ciclo convenzionale – la riduzione della potenza elettrica netta (e quindi del

rendimento elettrico netto) che si ha con la nuova proposta d’impianto può essere imputata

alla minor portata e alla più bassa temperatura del vapore in ingresso alla turbina di alta pres-

sione e alla più bassa temperatura di risurriscaldamento. In generale, si assiste ad una perdita di

potenza netta di poco più di 3 MW elettrici e ad un decadimento del rendimento elettrico net-

to di 0,44 punti percentuali. Le prestazioni dei due impianti risultano essere, comunque, nel

complesso alquanto confrontabili.

Va tuttavia messo in evidenza che, a differenza di quanto accade per il ciclo convenziona-

le, per l’impianto con accumulo a sali fusi le condizioni di progetto riportate in Tabella 4.4 re-

lativamente a portate di vapore, potenza e rendimento elettrico netto non corrispondono alle

condizioni che si realizzano nel reale esercizio del sistema a carico nominale continuo. Infatti,

il criterio di dimensionamento delle turbine a vapore assume che queste siano in realtà proget-

tate con aree di passaggio capaci di accogliere una portata maggiore di quella mostrata Tabella

4.4, ottenuta dalla risoluzione dei bilanci energetici sulla caldaia a recupero in accordo con le

assunzioni effettuate. Ne deriva che, per quegli stessi valori di portate, le pressioni in ingresso,

la potenza prodotta dal gruppo e di conseguenza il rendimento elettrico netto dell’impianto

saranno effettivamente inferiori rispetto ai valori sopra illustrati. Si può quindi concludere che,

per la centrale con sistema di accumulo termico, anche le condizioni di carico nominale conti-

nuo sono a tutti gli effetti condizioni di off-design. L’esercizio dell’impianto in tali condizioni

di funzionamento saranno oggetto di studio approfondito nel prossimo capitolo. Vengono di

seguito analizzate le specifiche dello scambiatore fumi/sali e le peculiarità della caldaia a recu-

pero del nuovo impianto proposto.

Scambiatore fumi/sali 4.3.2

La Figura 4.3 e la Figura 4.4 sintetizzano le caratteristiche geometriche dello scambiatore fu-

mi/sali, rispettivamente in relazione alla sezione di alta temperatura (HX 2) e di bassa tempe-

ratura (HX 1).


63

Figura 4.3 - Caratteristiche geometriche sezione fumi/sali di alta temperatura

Tale scambiatore si configura come un fascio di 16 file di tubi, ogni fila costituita da 148

tubi. I tubi sono alettati; le alette sono piene e costruite in T409. L’utilizzo di un acciaio inos-

sidabile più pregiato e dunque di maggior costo rispetto al semplice acciaio al carbonio è ne-

cessario per garantire che la massima temperatura stimata sull’aletta sia sempre inferiore alla

massima temperatura ammissibile dal materiale utilizzato.

A A

B B

C C

D D

E E

F F

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

7

7

8

8

Thermoflow, Inc.

Date: 05/06/16

Company : Politecnico di Milano

User: luca

HX Tube DetailsDrawing No:

Economiser (PCE) [51]

Gas In

650,7 T

664,5 m

Gas Out

537,7 T

664,5 m

16 tube rows

148 tubes per row

Pl = 95,25 mm

Pt = 75,82 mm

Water Out

2,068 p

593 T

1301,1 h

584,9 m

Water In

3,495 p

495 T

1150,1 h

584,9 m

0 200 mm

Flow out of drawing

Flow into drawing

p[bar] T[C] m[kg/ s] h[kJ/ kg]

57,15 mm

38,1 mm

0 30 mm

Fin-tube type Solid fins Tube arrangement Staggered Fin material T409 Tube material T304

Tube outer diameter 38,1 mmTube wall thickness 2,108 mm

Fin height 9,525 mmFin spacing 4,554 mmFin thickness 1,524 mmNumber of fins per meter 164,5 Serrated fin segment width N/ A# of serrated fin segments N/ AUn-serrated height / fin height N/ A

Longitudinal row pitch 95,25 mmTransverse tube pitch 75,82 mm

# of tube rows (longitudinal) 16 # of rows per pass 2 # of tubes per row (transverse) 148

Tube length 18,29 mGas path transverse width 11,26 mGas path frontal area 205,9 m^2HX total outside surface area 26141 m^2

Maximum gas velocity 19,16 m/ sGas pressure drop 6,59 millibarWater side velocity 1,258 m/ sWater side pressure drop 1,427 barHeat transfer from gas 88966 kWHeat transfer to water 88348 kW

THERMOFLEX Version 25.0 Revision: April 19, 2016 luca Politecnico di Milano

2195 05-05-2016 10:26:45 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\16-03-2016_EDmode_2ore_sizing_1.25_T409_DTpp15C_inox_2HX_T26=495_mass flux_3,227.tfx

Salts out Salts in

Capitolo 4

64

Figura 4.4 - Caratteristiche geometriche sezione fumi/sali di bassa temperatura

Lo scambiatore fumi/sali di bassa temperatura HX 1 si configura come un fascio di 48 file

di tubi, ogni fila costituita da 148 tubi. I tubi sono alettati e le alette sono seghettate e costruite

in ‘carbon steel’ per minimizzare il costo iniziale, non essendoci vincoli riguardanti la resisten-

za del materiale alle temperature di esercizio.

Le perdite di carico complessivamente subite dai gas combusti nell’attraversamento dei fa-

sci tubieri dello scambiatore con i sali sono pari al 2,14% della pressione a monte, ovvero della

pressione all’ingresso dell’HRSG. Con le ipotesi adottate per il dimensionamento, risulta che

tale perdita di carico è superiore rispetto a quella subita dai gas nell’attraversamento dei com-

ponenti della caldaia convenzionale che lo scambiatore fumi/sali va a sostituire, pari all’1,34%

della pressione all’ingresso dell’HRSG di riferimento.

Essendo la caldaia a recupero dotata globalmente di 135 file di tubi, l’intero scambiatore

fumi/sali ne rappresenta circa il 47%, essendo questo composto in totalità di 64 file di tubi. In

termini di area di scambio totale, la superficie esterna dello scambiatore fumi/sali costituisce

circa il 37% dell’area di scambio complessiva messa a disposizione dall’HRSG.

A A

B B

C C

D D

E E

F F

1

1

2

2

3

3

4

4

5

5

6

6

7

7

8

8

Thermoflow, Inc.

Date: 05/06/16

Company : Politecnico di Milano

User: luca

HX Tube DetailsDrawing No:

Economiser (PCE) [10]

Gas In

537,7 T

664,5 m

Gas Out

351,6 T

664,5 m

48 tube rows

148 tubes per row

Pl = 95,25 mm

Pt = 75,82 mm

Water Out

3,495 p

495 T

1150,1 h

584,9 m

Water In

7,813 p

336,7 T

909,7 h

584,9 m

0 200 mm

Flow out of drawing

Flow into drawing

p[bar] T[C] m[kg/ s] h[kJ/ kg]

57,15 mm

38,1 mm

0 30 mm

Fin-tube type Serrated fins Tube arrangement Staggered Fin material Carbon Steel Tube material T304

Tube outer diameter 38,1 mmTube wall thickness 2,108 mm

Fin height 9,525 mmFin spacing 4,931 mmFin thickness 1,524 mmNumber of fins per meter 154,9 Serrated fin segment width 3,97 mm# of serrated fin segments 31,66 Un-serrated height / fin height 0,2

Longitudinal row pitch 95,25 mmTransverse tube pitch 75,82 mm

# of tube rows (longitudinal) 48 # of rows per pass 2 # of tubes per row (transverse) 148

Tube length 18,29 mGas path transverse width 11,26 mGas path frontal area 205,9 m^2HX total outside surface area 78712 m^2

Maximum gas velocity 16,78 m/ sGas pressure drop 15,89 millibarWater side velocity 1,202 m/ sWater side pressure drop 4,318 barHeat transfer from gas 141606 kWHeat transfer to water 140622 kW


2195 05-05-2016 10:26:45 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\16-03-2016_EDmode_2ore_sizing_1.25_T409_DTpp15C_inox_2HX_T26=495_mass flux_3,227.tfx

Salts out Salts in


65

Confronto tra HRSG convenzionale e HRSG con scambiatore fumi/sali 4.3.3

Si vuole ora confrontare, sia da un punto di vista energetico sia geometrico, la caldaia a recu-

pero del ciclo combinato di riferimento con quella dotata dello scambiatori fumi/sali. Si ricor-

da che il banco di scambio tra gas combusti e sali fusi sostituisce tutti i componenti compresi

tra l’evaporatore e l’ultimo surriscaldatore di alta pressione del ciclo convenzionale. Tutti gli

altri componenti sono invece progettati con le medesime specifiche. La portata di sali generata

è calcolata ipotizzando un Tpp,fumi-sali tra gas combusti e sali di 15°C e supponendo che la

temperatura della miscela di sali in uscita dallo scambiatore sia pari alla massima temperatura

consentita per non incorrere in problemi di degradazione termica del fluido, pari a 593°C.

In prima analisi si riporta in Figura 4.5 il diagramma temperatura-potenza termica scam-

biata nell’HRSG dotato dello scambiatore fumi/sali.

Figura 4.5 - Diagramma T-Q dell'HRSG con HX fumi/sali

È evidente come la differenza media di temperatura tra fumi e sali fusi sia inferiore rispet-

to ai salti medi che caratterizzano la sezione di alta pressione dell’HRSG convenzionale. Con-

siderando, inoltre, la minor capacità di scambio termico dei sali rispetto al vapore, ne consegue

che l’area totale di scambio necessaria a soddisfare la richiesta termica dello scambiatore fu-

mi/sali è maggiore rispetto a quella complessiva dei componenti dell’impianto convenzionale

che questo sostituisce.

È possibile apprezzare in Tabella 4.5 le differenze tra le due caldaie a recupero oggetto di

analisi. Le dimensioni dell’HRSG riportate fanno riferimento esclusivamente alla parte centrale

0

100

200

300

400

500

600

700

0 50000 100000 150000 200000 250000 300000 350000 400000 450000

T[°Q]

Q[kW]

Diagramma T-Q HRSG con HX sali/fumi

ECO MP

ECO HP 1

CPH

EVA LP

EVA MP

ECO HP 2

ECO HP 3

SH LP

SH MP

MOLTEN SALTS HX

Capitolo 4

66

della caldaia, ovvero quella dove sono presenti i banchi di scambio termico: non è compreso

ad esempio il condotto di collegamento tra l’uscita della turbina a gas e l’inizio dei fasci tubieri.

Si nota come l’aumento dell’area della sezione trasversale si traduca in un incremento della lar-

ghezza della caldaia, mentre l’altezza della stessa rimanga costante nei due casi. uesto perché

la lunghezza massima delle tubazioni è limitata da vincoli riguardanti il trasporto del compo-

nente dal luogo di costruzione al sito dell’impianto.

Tabella 4.5 - Confronto HRSG convenzionale e HRSG dotato di scambiatore fumi/sali

HRSG CONVENZIONALE con HX FUMI/SALI

Number of tube rows ( ) 105 135

Total number of tubes ( ) 11.220 16.898

Total outside area (m2) 247.488 281.702

Gas side pressure drop (kPa) 3,5 4

HRSG gas inlet temperature ( C) 649,9 650,7


HRSG efficiency (%) 87,67 87,76

HRSG length (m) 15,09 18,65

HRSG width (m) 11,45 12,16

HRSG height (m) 21,95 21,95

L’aumento delle dimensioni della caldaia a recupero è legata da un lato alla necessità di li-

mitare le perdite di carico dei gas nell’attraversamento dell’HRSG a 4 kPa, dall’altro al fatto

che lo scambiatore fumi/sali introduce un numero di file di tubi molto più grande rispetto alla

somma delle file di tubi degli scambiatori del ciclo di riferimento che questo sostituisce. Infatti,

come già riportato, lo scambiatore fumi/sali è costituito da 64 file di tubi, mentre l’evaporatore

di alta pressione, i surriscaldatori di alta pressione e i risurriscaldatori del ciclo convenzionale

sono complessivamente costituiti da 29 file di tubi. Sebbene il totale delle file di tubi degli

scambiatori a valle dell’evaporatore di alta, per il ciclo convenzionale, o a valle dello scambia-

tore fumi/sali, per il ciclo con accumulo – ovvero gli scambiatori compresi tra l’ultimo eco-

nomizzatore di alta e il preriscaldatore del condensato – sia leggermente inferiore per il ciclo

combinato con accumulo termico (71 contro 76, differenza che può essere associata a portate

di vapore circolanti nei tre livelli leggermente differenti per i due sistemi), il grande numero di

file di tubi necessario a soddisfare la richiesta termica dello scambiatore a sali fusi determina

un netto aumento della lunghezza complessiva dell’HRSG. In termini di recupero di energia

termica dai gas combusti, le due caldaie a recupero risultano essere confrontabili, presentando

una temperatura dei fumi in ingresso quasi coincidente e scaricando i gas combusti a camino

all’incirca alla stessa temperatura.

Analisi del parallelo tra surriscaldatori di alta pressione e risurriscaldatori 4.3.4

Con le ipotesi effettuate in relazione a T di approach e T di pinch point tra sali e vapore,

distribuzione dei sali tra i due rami del parallelo e temperature intermedie del vapore, in Figura

4.6 e Figura 4.7 si riportano le caratteristiche termodinamiche dei vari punti del circuito deri-


67

vanti dalla risoluzione dei bilanci sul sistema ed il diagramma T-Q della linea di alta temperatu-

ra del vapore realizzata ad opera dei sali.

Figura 4.6 - Risultati di progetto parallelo sh/rh

Figura 4.7 - Diagramma T-Q della sezione di alta temperatura


Sheet 1 2195 06-12-2016 11:48:01 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\16-03-2016_EDmode_2ore_sizing_1.25_T409_DTpp15C_inox_2HX_T26=495_mass flux_3,227 disegno parallelo.tfx

psia F lb/s BTU/lb

FUEL SOURCE

AIR SOURCE

SH HP 2

SH HP 1

RH 2

RH 1

COLD TANK

HOT TANK

FUEL HTR

LP PUMP

MP PUMP

HP PUMP

EVA HP

AIR CONDENSER

AIR SINK

AIR SOURCE

ST HP

ST MPST LP

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 36,1611498 11,31

5

4,887 45,84108,7 192,3

9

1,016 154,1664,5 137,1

10

1,018 179,1664,5 164

11

1,023 238,6664,5 228,5

16

1,03 351,6664,5 353,3

4

0,1 45,81108,7 2460

30

4,051 144,185,13 606,7

31

4,051 144,128,2 606,7

37

27,28 228,618,27 2802,9

36

131,4 233,685,13 1009,3

33

132,9 146,585,13 625,3

40

132,9 146,585,13 625,3

53

4 310,5107,8 3089

56

131,1 30085,13 1339,8

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

27,28 223,618,45 960,6

51

28,04 144,528,2 610,2

52

26,6 50,019,747 211,6

39

4,051 144,1113,3 606,7

38

4,051 144,1121,7 606,7

59

4,051 144,15,42 2738,6

29

26,6 50,019,747 211,6

60

4,051 131,9118,8 554,6

61

4,051 144,12,904 2738,6

55

4 321,55,42 3111

66

4,887 45,73109,1 191,9

50

4,051 144,18,323 2738,6

7

4 309,9102,4 3087

4,031 449,1584,9 1079,9

4,18 449,1242 1079,9

4,417 521,9242 1191,3

4,031 449,1342,9 1079,8

4,3 538,3342,9 1216,6

4,607 593,2342,9 1301,4

4,607 593,2242 1301,4

130,5 454,785,13 3206

130,5 454,785,13 3206

26,34 461100,5 3374

26,34 461100,5 3374

130,9 331,485,13 2660,7

57

27,11 347,682,27 3117

62

27,11 328,118,27 3071

130,9 326,485,13 1499,9

27,11 344100,5 3108

28,04 144,50 610,2

132,9 146,50 625,3

41

4,607 593,2584,9 1301,4

69

1,013 593584,9 1301,1

72

2,068 336,4584,9 909,2

27

7,813 336,7584,9 909,7

42

1,013 336,4584,9 909,2

71

1,013 336,4584,9 909,2

2,068 336,4584,9 909,2

22

1,046 537,7664,5 566,4

26

3,495 495584,9 1150,1

74

2,068 593584,9 1301,1

6

0,8178 45,8108,7 191,8

130 57885,13 3544

26 578100,5 3636

G1

297183 kW

G2

157408 kW

58

58

fue

l htr

68

68

67

67

61

61

52

52

de

a

GE GT-9F.05ECO HP 3 ECO HP 2SH MP SH LP EVA MP

AA BB

A= ECO MP B=ECO HP 1 CPH

H

C

EVA LP

DEA


Sheet 1 2195 05-22-2016 11:33:26 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\21 maggio extra-power disegno.tfx

bar C kg/s kJ/kg

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 39,4511498 14,65

5

4,755 50,35124,8 211,2

6

0,8433 50,32124,8 210,7

8

1,014 89,04664,5 67,75

9

1,016 149664,5 131,7

10

1,018 169,7664,5 153,9

11

1,023 235,7664,5 225,3

12

1,026 276,8664,5 270,3

13

1,028 322,7664,5 321

14

1,028 324664,5 322,4

16

1,03 354,2664,5 356,2

4

0,1255 50,32124,8 2494,9

30

3,678 140,6106,3 591,8

37

26,38 226,816,05 2802,6

36

132,1 224,3106,3 966,3

33

134,4 143,2106,3 611,1

40

134,4 143,2106,3 611,1

53

3,664 306,2123,9 3081

56

131,7 289,1106,3 1281

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

26,38 221,816,21 952,2

35

26,38 221,826,2 952,2

51

27,12 141,126,2 595,2

58

26,38 221,89,991 952,2

58

26,38 221,89,991 952,2

52

25,68 52,399,991 221,5

39

3,678 140,6132,5 591,8

38

3,678 140,6139,4 591,8

59

3,678 140,62,562 2734,2

28

3,678 130,3125,1 547,9

29

25,68 52,399,991 221,5

60

3,678 124,7135,1 523,7

61

3,678 140,64,295 2734,2

61

3,678 140,64,295 2734,2

55

3,664 323,22,562 3116

66

4,755 50,25125,1 210,7

50

3,678 140,66,857 2734,2

7

3,664 305,9121,4 3080

5,514 454,4745,2 1088

5,791 454,4304,3 1088

6,165 525,6304,3 1197,1

5,514 454,4440,9 1088

5,959 538,3440,9 1216,7

6,464 593,2440,9 1301,5

6,464 593,2304,3 1301,5

130,8 448,8106,3 3188

130,8 448,8106,3 3188 25,13 460,2

119,5 3374

25,13 460,2119,5 3374

131,4 331,7106,3 2659,6

130 575106,3 3536

57

26,25 341103,4 3104

62

26,25 326,116,05 3069

131,4 318,9106,3 1450,3

26,25 339119,5 3099

24,63 577,9119,5 3637

27,12 141,10 595,2

134,4 143,20 611,1

41

6,464 593,2745,2 1301,5

69

1,013 593745,2 1301,1

70

1,013 593745,2 1301,1

72

2,474 339,5586,7 913,8

27

6,788 339,7586,7 914,1

42

2,474 339,5586,7 913,8

71

2,474 339,5586,7 913,8

2,474 339,5745,2 913,8

22

1,046 538664,5 566,7

26

2,448 495,5586,7 1150,9

74

1,013 593586,7 1301,1

75

1,053 650,7664,5 700,3

G1

297213 kW

G2

183060 kW

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58

1

2GE GT-9F.05

3

4

5

6 7 8

9

16

ECO HP 3

17

ECO HP 2

18

SH MP

19

SH LP

20

EVA MP

21

AA BB

A= ECO MP B=ECO HP 1

23

24

25

CPH

2627

28

29

30

32

33

37

35

H

C

31

22

EVA LP

36

DEA

39

40

11

12

13

14

15

34

38

41

42

43 44

45

46

4748

4950

1051

300

350

400

450

500

550

600

0 50000 100000 150000 200000 250000

T [°C]

Q [kW]

Diagramma T-Q parallelo sh/rh

SH HP 1

SH HP 1

RH 1

RH 1

SH HP 2

SH HP 2

RH 2

RH 2

EVA HP

Capitolo 4

68

Dalle assunzioni effettuate in relazione alla temperatura dei sali in ingresso all’evaporatore

e alla temperatura di uscita del vapore dai primi banchi di surriscaldamento e risurriscaldamen-

to ne deriva che le temperature intermedie dei sali sono differenti per i rami di surriscaldamen-

to e risurriscaldamento. La potenza termica complessivamente assorbita dal vapore nel ramo

di surriscaldamento risulta superiore rispetto a quella sottratta ai sali nel ramo di risurriscalda-

mento. Nonostante il fatto che la portata di vapore circolante nella linea di risurriscaldamento

sia superiore rispetto a quella che attraversa i surriscaldatori, il salto entalpico totale a cavallo

dei risurriscaldatori risulta essere inferiore rispetto a quello dei surriscaldatori, in quanto, come

apprezzabile dal grafico T-Q, a pari temperatura finale, la temperatura del vapore in ingresso a

RH 1 è superiore rispetto alla temperatura di inizio surriscaldamento, pari alla temperatura di

evaporazione.

Serbatoi di accumulo dei sali fusi 4.3.5

In Tabella 4.6 sono delineate le specifiche dei serbatoi di accumulo dei sali fusi. Con le ipotesi

introdotte, il serbatoio freddo è dimensionato per una temperatura dei sali in ingresso di

336,4°C, valore ottenuto dalla somma della temperatura di evaporazione di alta pressione e del

T di pinch point assunto per l’evaporatore stesso. Tale valore risulta essere di gran lunga su-

periore alla minima temperatura ammissibile per la miscela di sali, pari alla temperatura di ini-

zio solidificazione (260°C).

Tabella 4.6 - Specifiche serbatoio di accumulo

TANK HOT COLD

Temeprature ( C) 593 366,4

Total volume (m3) 2.708 2.471

Height (m) 8,202 7,955

Diameter (m) 20,5 19,19

Essendo la capacità totale dei serbatoi funzione solamente della densità del fluido in in-

gresso, il serbatoio a bassa temperatura è caratterizzato da un volume totale inferiore rispetto

al serbatoio ad alta temperatura.

Capitolo 5

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi:

Funzionamento Off-Design

Dopo aver realizzato il dimensionamento dell’impianto in accordo con gli input stabiliti e con-

frontato i risultati ottenuti con quelli relativi al benchmark di riferimento, mettendo in luce le

peculiarità ed evidenziando le più importanti differenze tra le due tipologie di centrale, si in-

tende ora analizzare il comportamento fuori progetto del ciclo combinato dotato di circuito

sali e serbatoi di accumulo termico, prendendo in considerazione il reale esercizio

dell’impianto al variare delle condizioni operative di funzionamento.

Sono dunque esaminate le condizioni di funzionamento a carico nominale continuo, es-

sendo queste a tutti gli effetti delle condizioni di off-design. Infatti, le scelte effettuate in rela-

zione al dimensionamento dell’assembly della turbina a vapore portano il ciclo a recupero a

funzionare, in assenza di processi di carica o scarica dei serbatoi di accumulo, con livelli di

pressione inferiori rispetto a quelli di progetto e, dunque, in condizioni che differiscono da

quelle per cui si è realizzato il dimensionamento dell’HRSG.

In seguito sono analizzate due condizioni di funzionamento limite, quali quelle di minimo

tecnico d’impianto e di esercizio in ‘extra-power’. Definite le modalità di gestione della centra-

le, particolare attenzione è posta sul ruolo svolto dal sistema di accumulo ai fini della flessibi-

lizzazione dell’impianto e viene dimostrato come l’introduzione di tale sistema possa allargare

il range operativo della centrale in termini di potenza prodotta.

Modalità di gestione off-design 5.1

Le seguenti modalità vengono adottate per il controllo di alcune variabili di esercizio durante il

funzionamento fuori progetto:

- la gestione degli economizzatori del ciclo combinato con accumulo in condizioni

di off-design prevede gli stessi accorgimenti già impiegati per il ciclo convenziona-

le. In particolar modo, il controllo anti-steaming per l’ultimo economizzatore di al-

ta pressione viene realizzato pressurizzando opportunamente il componente, men-

tre l’economizzatore di media pressione ed il preriscaldatore del condensato con-

trollano la produzione di vapore al loro interno al variare del carico effettuando un

ricircolo interno di portata, per mantenere un grado di sub-cooling uguale a quello

di progetto

Capitolo 5

70

- la ripartizione della portata di sali tra i due rami del parallelo tra surriscaldatori di

alta pressione e risurriscaldatori è sempre individuata in modo da ottenere una

uguale pressione ed una identica temperatura dei sali in uscita dalle due linee, ov-

vero in ingresso all’evaporatore di alta pressione (EVA HP)

- le portate di attemperamento sono limitate superiormente dal massimo grado di

surriscaldamento dopo il desurriscaldamento. Si ipotizza che la temperatura a valle

dell’attemperamento – risultante dal miscelamento della portata uscente dal surri-

scaldatore che precede l’attemperamento (SH HP 1) con la portata di attempera-

mento, ovvero la temperatura del vapore in ingresso al surriscaldatore che segue

l’attemperamento (SH HP 2) – non può essere inferiore alla somma della tempera-

tura di saturazione del vapore (alla pressione cui il vapore si trova nel punto ter-

modinamico appena definito) e di un T, supposto pari a 15°C. Tale assunzione

deriva dalla necessità di evitare possibili condense all’interno dei componenti, non

progettati per tale eventualità

- la gestione dell’assembly della turbina a vapore in condizioni di fuori progetto vie-

ne eseguita in maniera analoga a quella già attuata per l’insieme del ciclo combina-

to convenzionale di riferimento. In particolar modo, la turbina a vapore è regolata

in ‘sliding-pressure’ se la portata di vapore nella sezione di ammissione del gruppo

di alta è tale per cui la pressione nello stesso punto è superiore a 50 bar. Se, invece,

la riduzione di portata è tale da determinare una pressione inferiore al valore as-

sunto, allora la valvola di ammissione introduce una perdita di pressione che, di-

saccoppiando (da un punto di vista fluidodinamico) la caldaia a recupero dall’isola

di potenza, consente da un lato (ingresso valvola) di mantenere la pressione desi-

derata di 50 bar, dall’altro (uscita valvola) di far sì che sia rispettata la curva carat-

teristica della turbina nella sezione di inlet.

Gestione dei serbatoi 5.1.1

La simulazione del comportamento fuori progetto dei serbatoi di accumulo assume che:

- le connessioni di ingresso ed uscita si trovino a livello del suolo: la pressione alla base

dei serbatoi è data dalla somma della pressione ambiente più il battente idrostatico del

fluido in essi contenuto. Tutte le proprietà del fluido sono dunque valutate alla pres-

sione risultante

- il fluido presente nei serbatoi sia sempre ben miscelato; ne deriva che i sali si trovano

tutti alla stessa temperatura; ovvero, la distribuzione della temperatura dei sali è uni-

forme nel volume

- i serbatoi siano adiabatici: vengono tralasciate eventuali perdite termiche verso

l’ambiente esterno

- possano essere trascurate l’energia potenziale gravitazionale del fluido accumulato nel

serbatoio ed il lavoro di pressione-volume per il calcolo dell’entalpia del fluido (energia

interna e entalpia vengono supposte coincidenti)

Ciclo Combinato Con Accumulo A Sali Fusi: Funzionamento Off-Design

71

Stabilita la geometria del serbatoio, la sua gestione off-design richiede di specificare in input

(Figura 5.1):

- il livello iniziale del serbatoio, espresso in termini percentuali rispetto alla capacità

complessiva

- la temperatura iniziale dei sali presenti all’interno del serbatoio

- l’orizzonte temporale per cui si vuole far andare la simulazione

Figura 5.1 - Rappresentazione grafica del serbatoio e definizione variabili off-design [1]

Se in condizioni di design, sotto le assunzioni effettuate, la portata circolante in tutto il

circuito dei sali è determinata dal solo scambiatore con i fumi, in condizioni di fuori progetto,

la portata di sali che, prelevata dal serbatoio freddo, viene invita allo scambiatore con i gas

combusti e successivamente al serbatoio caldo, e quella circolante dal serbatoio caldo verso

quello freddo, devono essere individuate in maniera indipendente. Le modalità di individua-

zione delle portate di sali nelle due sezioni del circuito saranno in seguito ben illustrate in rela-

zione alle diverse condizioni di funzionamento off-design analizzate. Noti il livello e la tempe-

ratura iniziale del serbatoio e la durata della simulazione, calcolate dal network le portate in

ingresso e uscita, la quantità di sali da rilasciare è determinata come (Equazione 5.1):

mdischarge moutlet minlet (5.1)

Se mdischarge è positiva, il fluido in ingresso si miscela con i sali che sono già presenti nel

serbatoio e la miscela risultante viene rilasciata in outlet (fase di scarica); se, invece, tale quanti-

tà è negativa, una quota parte del fluido in ingresso è immagazzinato nel serbatoio (fase di ca-

rica). La simulazione del comportamento del serbatoio rilascerà quindi in output il suo livello

di riempimento finale e la temperatura della miscela in esso presente.

Come detto, il modello dei serbatoi fa sì che entrambi impongano una pressione assoluta

del fluido alla loro base. Con lo schema d’impianto implementato in Themoflex 25®, durante

le simulazioni del reale funzionamento d’impianto possono verificarsi le seguenti due situazio-

ni:

1. la pressione totale alla base del serbatoio freddo è maggiore di quella alla base del

serbatoio caldo. Tale condizione si riscontra:

Capitolo 5

72

- sempre, quando la percentuale di riempimento del serbatoio freddo è superiore ri-

spetto a quella del serbatoio caldo. In questo caso, la pressione del fluido alla base

del serbatoio freddo sarebbe da sola in grado di vincere le perdite di carico dello

scambiatore fumi/sali ed inviare i sali al serbatoio caldo alla pressione da questo

richiesta. Al limite, può verificarsi che l’elevato riempimento del serbatoio freddo e

lo scarso riempimento del serbatoio caldo determinino una pressione del fluido al-

la base del serbatoio freddo troppo alta: la pressione del serbatoio caldo più le

perdite di carico dello scambiatore fumi/sali risulta essere inferiore alla pressione

alla base del serbatoio freddo. In questi casi è necessario inserire una valvola che

lamini il fluido in uscita dal serbatoio freddo, in modo da rispettare la differenza

tra le pressioni assolute

- a parità di riempimento dei due serbatoi, ad esempio serbatoi entrambi riempiti al

50%: la maggiore densità del fluido presente nel serbatoio di bassa temperatura ha

un effetto preponderante sulla minor altezza del fluido presente nella stessa capa-

cità rispetto al battente del serbatoio caldo, per cui la pressione totale alla base del

serbatoio freddo è superiore rispetto a quella del serbatoio caldo

In questi due casi, non sarebbe necessaria alcuna pompa all’uscita del serbatoio

freddo, perché la pressione totale alla sua base è tale da soddisfare le richieste di

pressione del serbatoio caldo e le perdite di carico dello scambiatore fumi/sali.

2. la pressone totale alla base del serbatoio freddo è minore di quella alla base del

serbatoio caldo. In questo caso è indispensabile una pompa che fornisca ai sali la

prevalenza necessaria a vincere le perdite di carico dello scambiatore fumi/sali e

soddisfare la richiesta del serbatoio caldo.

Nel corso delle simulazioni del comportamento del sistema in condizioni di fuori progetto

può inoltre verificarsi che, quando la percentuale di riempimento del serbatoio di alta tempera-

tura è maggiore rispetto a quella del serbatoio freddo, la somma della pressione totale alla base

del serbatoio freddo e delle perdite di carico degli scambiatori sali/acqua-vapore sia inferiore

alla pressione totale alla base del serbatoio caldo: in questo caso non sarebbe dunque necessa-

ria alcuna pompa, perché il battente del serbatoio caldo è capace da solo di inviare il fluido al

serbatoio freddo. Nelle restanti situazioni (a parità di riempimento o quando la percentuale di

riempimento del serbatoio freddo è maggiore di quello caldo) è invece indispensabile una

pompa per garantire la prevalenza necessaria al corretto funzionamento del sistema.

È dunque doveroso mettere in atto alcuni accorgimenti che possano soddisfare le richieste

contrastanti al variare delle condizioni di funzionamento: si è deciso di introdurre una valvola

all’uscita dei serbatoi caldo e freddo in modalità ‘set-point downstream’. Tale valvola, a pre-

scindere dalla quantità di fluido presente all’interno dei contenitori di accumulo – e quindi in-

dipendentemente dalla pressione totale alla sua base – lamina il flusso in ingresso fino a pres-

sione atmosferica. In questo modo, si ottiene che il fluido alla mandata delle pompe presenti

alla base dei due serbatoi si trova sempre nelle stesse condizioni al variare del battente di fluido

presente nel serbatoio.

Evidentemente, tale soluzione non risulta essere ottimale dal punto di vista termodinami-

co. Ad esempio, può accadere che il fluido in pressione all’uscita del serbatoio freddo venga


73

laminato per poi essere pompato nuovamente verso lo scambiatore fumi/sali e che quindi la

pompa sia sempre in funzione, anche quando il battente del serbatoio freddo basterebbe per

inviare il fluido al serbatoio caldo, incidendo così in maniera negativa sul rendimento totale di

centrale. Tuttavia, poiché i massimi p assoluti richiesti sono comunque piccoli (qualche bar)

e la densità dei sali fusi è molto alta – si consideri un valore medio di 1800 kg m3⁄ , da cui un

basso volume specifico v – risulta che il lavoro fatto dalla pompa (v p) è molto piccolo e che

quindi lo scadimento dell’efficienza elettrica netta è di bassa entità e, di fatto, trascurabile. Il

notevole vantaggio offerto da tale soluzione è una maggior flessibilità nella gestione del mo-

dello realizzato in Thermoflex 25®, che risulta così in grado di simulare autonomamente il

comportamento del sistema in maniera indipendente dalle condizioni di riempimento dei ser-

batoi che si realizzano in off-design.

Funzionamento in condizioni di carico nominale continuo 5.2

Per la centrale con sistema di accumulo termico a sali fusi si definiscono condizioni di carico

nominale continuo quelle condizioni in cui la turbina a gas è in funzione al 100% del carico ed

il circuito dei sali può essere esercito con continuità per un numero di ore illimitato, ovvero

senza che sia messo in atto alcun processo di carica o di scarica dei serbatoi.

Si è già detto che gli ugelli dei tre gruppi della turbina a vapore sono dimensionati con aree

di passaggio più generose rispetto a quelle effettivamente richieste per far passare la portata

calcolata in sede di progetto. La capacità di smaltimento del flusso entrante sarà tanto maggio-

re quanto più grande è il valore imposto per il parametro ‘sizing flow/design point flow’. Uti-

lizzando un ‘sizing-parameter’ di 1,25, le aree degli ugelli della turbina a vapore del ciclo com-

binato con accumulo termico sono maggiorate del 25% rispetto al valore strettamente neces-

sario a far fluire la portata in ingresso determinata in sede di progetto dalla risoluzione dei bi-

lanci sull’HRSG, con turbina a gas a carico nominale e nessun processo di carica/scarica dei

serbatoi dei sali. Di conseguenza, essendo le turbine gestite in modalità ‘sliding-pressure’,

quando la portata di vapore è inferiore al 125% del valore di design, anche la pressione sarà

proporzionalmente più bassa. Durante l’esercizio a carico nominale continuo, tale condizione

è verificata, per cui si riscontra che i tre livelli di pressione della centrale con accumulo termico

sono caratterizzati da valori inferiori rispetto a quelli risultanti dal dimensionamento

dell’impianto.

In condizioni di funzionamento a carico nominale continuo, con il fine di massimizzare il

rendimento della turbina a gas, il preriscaldatore del combustibile incrementa la temperatura

del gas naturale prelevato dalla rete fino a 200°C, valore stabilito in sede di progetto. Si verifica

tuttavia che, siccome i livelli di pressione si abbassano, diminuisce la temperatura dell’acqua

prelevata all’uscita dell’economizzatore di media pressione ed inviata al preriscaldatore. Per

mantenere le stesse condizioni termodinamiche di uscita del combustibile, bisogna fornire al

gas naturale una potenza termica uguale a quella calcolata in fase di design; ne consegue che,

essendo diminuita la variazione di temperatura dell’acqua a cavallo dello scambiatore, è neces-

Capitolo 5

74

saria una portata di acqua superiore rispetto a quella definita in sede di progetto, per la quale il

componente è stato dimensionato.

Determinazione della gestione ottima dell’impianto in condizioni nominali 5.2.1

Sono state individuate ed implementate tre diverse modalità di gestione dell’impianto che

permettono di rispettare i vincoli e soddisfare le condizioni di carico nominale continuo appe-

na definite. Per chiarezza di trattazione si riporta in Figura 5.2 lo schema d’impianto relativa-

mente al circuito dei sali fusi.

Figura 5.2 - Schema d'impianto del circuito dei sali fusi

SOLUZIONE A

La portata di sali estratta dal serbatoio freddo ed inviata allo scambiatore con i fumi è re-

golata in modo che la miscela di sali raggiunga in uscita dallo stesso la temperatura di 593°C,

mentre la portata di sali spillata dal serbatoio caldo ed inviata all’evaporatore di alta pressione è

regolata in modo da prelevare dal serbatoio la stessa quantità di sali che viene in esso immessa.

Questa modalità di regolazione comporta che la portata di sali circolante nell’evaporatore

EVA HP nelle reali condizioni di esercizio nominali risulti pari al 98,62% della portata di pro-

getto del componente. In questo modo, l’impianto può essere esercito con continuità per un

numero di ore illimitato. Infatti, poiché la temperatura di evaporazione di alta pressione è infe-

riore rispetto al valore che si stabilisce in fase di progetto, sarà più bassa anche la temperatura

dei sali fusi in uscita dall’evaporatore e quindi in ingresso allo scambiatore fumi/sali. Da ciò

deriva un aumento della variazione di entalpia dei sali a cavallo dello scambiatore con i fumi,

da cui segue la necessità di una minor portata di sali per sottrarre ai fumi la stessa potenza

termica. Se la portata prelevata dal serbatoio caldo fosse mantenuta pari al 100% del valore di

progetto, essendo come detto la portata in esso immessa inferiore rispetto a tale valore, allora

si assisterebbe ad uno svuotamento progressivo del serbatoio caldo; di conseguenza, si avreb-


Sheet 1 2195 05-02-2016 11:41:19 file= C:\Users\luca\Thermoflex\ciclo combinato con accumulo.tfx

bar C kg/s kJ/kg

FUEL SOURCE

AIR SOURCE

SH HP 2

SH HP 1

RH 2

RH 1

COLD TANK

HOT TANK

FUEL HTR

EVA HP

AIR CONDENSER

GAS/SALTS HXs

desup SHdesup RH

desup ST HP

G1

297182 kW

G2

157364 kW

77

77desup ST HP

58

58fuel htr

68

68desup SH

67

67

desu

p R

H

61

61dea

52

52

dea

GE GT-9F.05

AIR SOURCE

AIR SINK

ST HPST MP

ST LP


AA BB


LP PUMP

MP PUMP

HP PUMP

H

C

EVA LP

DEA

HX 1HX 2


75

be un numero finito di ore durante le quali sarebbe possibile far funzionare l’impianto con

continuità in condizioni nominali.

SOLUZIONE B

Tale soluzione consiste nell’attivare dei bypass dei serbatoi – che deviano la portata di sali

in ingresso direttamente alla loro uscita – e lasciare che sia lo scambiatore fumi/sali a definire

la portata circolante in tutto il circuito, in modo che la temperatura nella sua sezione di uscita

sia pari alla massima ammissibile per i sali. Poiché i serbatoi sono di fatto esclusi dal sistema

non vi è alcuna possibilità di caricarli o scaricarli.

SOLUZIONE C

In modo analogo alla soluzione precedente, i sali bypassano i serbatoi di accumulo; in

questo caso, però, la portata di sali che circola in tutto il circuito è imposta dall’evaporatore di

alta pressione ed uguale al 100% della portata di sali per la quale il componente è stato dimen-

sionato. Tale soluzione implica che la temperatura dei sali in uscita dallo scambiatore con i

fumi sia leggermente più bassa rispetto al massimo consentito per la miscela.

In Tabella 5.1 sono riportate le principali grandezze di interesse inerenti al funzionamento

dell’impianto in condizioni di carico nominale continuo relativamente alle tre soluzioni propo-

ste.

Tabella 5.1 - Soluzioni per il funzionamento a carico nominale continuo

ESERCIZIO a CARICO

NOMINALE CONTINUO

SOLUZIONE

A B C

msalts ( kg s⁄ ) 576,7 576,7 584,9

Thot salts( C) 593 593 590,2

peva HP (bar) 107,4 107,4 107,9

peva MP (bar) 22,49 22,49 22,51

peva LP (bar) 3,269 3,269 3,264

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 85,88 85,88 86,36

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 101,3 101,3 101,5

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 108,2 108,2 108,2

Tvap ST HP ( C) 578 578 576,9

Tvap ST MP ( C) 577,3 577,3 575,5

Tvap ST LP ( C) 309,8 309,8 309,3

matt SH HP ( kg s⁄ ) 1,014 1,043 0

matt RH ( kg s⁄ ) 0 0 0

pcond

(bar) 0,1013 0,1013 0,1013

Stack gas exit temperature ( C) 90,28 90,28 90,08

Nominal Net Power (MW) 443,693 443,690 444,801

Net Electric Efficiency (%) 57,57 57,56 57,58

Capitolo 5

76

Le tre diverse modalità di simulazione del comportamento dell’impianto in condizioni di

carico nominale continuo forniscono in realtà dei risultati che differiscono di poco. In partico-

lare, si nota che le soluzioni A e B sono praticamente coincidenti. Tale risultato era facilmente

prevedibile in quanto, con le modalità di gestione introdotte per i due casi, si ha che la portata

di sali circolante in tutto il circuito è la medesima per entrambe le soluzioni, e ciò implica che il

livello di pressione di alta, la portata di vapore generata e le temperature del vapore in uscita

dal surriscaldatore di alta e dal risurriscaldatore sono identici. Per entrambe le soluzioni è an-

che interessante notare che la gestione del parallelo tra surriscaldatori di alta pressione e risur-

riscaldatori determini la necessità di una portata di attemperamento per evitare che la tempera-

tura del vapore in ingresso alla turbina di alta pressione vada al di sopra del valore di progetto;

mentre la potenza termica ceduta dai sali al vapore nella linea di risurriscaldamento non è tale

da portare il vapore in uscita alla temperatura desiderata di 578°C.

Con riferimento alla soluzione C, si osserva invece che la portata che percorre il circuito

dei sali è superiore rispetto a quella che contraddistingue le soluzioni A e B, mentre la tempe-

ratura dei sali in uscita dallo scambiatore con i fumi è leggermente inferiore rispetto a quella

delle modalità di gestione precedentemente analizzate. Nella soluzione C, infatti, essendo su-

periore la pressione che si stabilisce nell’evaporatore di alta, è conseguentemente più alta anche

la temperatura dei sali in uscita dal componente stesso ed in entrata quindi allo scambiatore

con i gas combusti. La risoluzione dei bilanci off-design sullo scambiatore fumi/sali determina

che la potenza termica ceduta dai fumi non è sufficiente per innalzare la temperatura della por-

tata di sali che attraversa il banco di scambio fino alla massima consentita per la miscela. No-

nostante temperature del vapore in ingresso al gruppo di alta e media pressione inferiori ri-

spetto agli altri due casi, l’aumento di portata generata nell’evaporatore di alta pressione che si

ottiene implementando la soluzione C porta ad una maggiore potenza prodotta dalle turbine a

vapore e quindi ad un più alto rendimento elettrico netto dell’impianto. L’incremento è di

modesta entità; tuttavia, con il fine di massimizzare la potenza complessivamente prodotta

della centrale in condizioni di carico nominale continuo, si assume che tale modalità di gestio-

ne sia quella ottima.

Risultati esercizio nominale continuo e confronto con ciclo di riferimento 5.2.2

Definito il funzionamento ottimale del ciclo combinato dotato di sistema di accumulo in con-

dizioni di carico nominale continuo, si intendono ora confrontare in Tabella 5.2 i risultati ot-

tenuti con quelli relativi al ciclo combinato convenzionale di riferimento.


77

Tabella 5.2 - Esercizio a carico nominale continuo: confronto ciclo con e senza accumulo


TERMICO a SALI

peva HP (bar) 135,6 107,9

peva MP (bar) 27,6 22,51

peva LP (bar) 4,062 3,264

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 86,36

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 96,25 101,5

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 108,2

Tvap ST HP ( C) 600 576,9

Tvap ST MP ( C) 600 575,5

Tvap ST LP ( C) 325,1 309,3

pcond

(bar) 0,0989 0,1013

Tgas inlet ECO HP 3 ( C) 344,1 338


GT Electrical Power (MW) 297,595 297,296

Nominal Net Power (MW) 448,474 444,801

Net Electric Efficiency (%) 58,21 57,58

Sono evidenti i più bassi livelli di pressione che si realizzano nel ciclo con accumulo ter-

mico in condizioni di carico nominali continuo, ovvero quando il turbogas lavora al 100% del

carico ed il circuito dei sali è in grado operare con continuità in assenza di accumulo per un

numero illimitato di ore. Tali condizioni sono una diretta conseguenza dell’aver progettato

l’assembly delle turbine a vapore con un ‘sizing-parameter’ maggiore di 1, ovvero con aree di

passaggio più grandi rispetto a quelle richieste dalle portante in ingresso turbina risultanti dalla

risoluzione dei bilanci energetici sull’HRSG con le ipotesi di progetto effettuate.

L’abbassamento dei livelli di pressione comporta un incremento dell’efficienza di recupero

termico della caldaia a recupero, che si evince dalla minor temperatura alla quale i gas combu-

sti vengono rilasciati in ambiente, essendo identica la portata di fumi che attraversa i banchi di

scambio termico e circa uguale la temperatura degli stessi nella sezione di ingresso delle due

caldaie a recupero.

Se per il ciclo convenzionale la discrepanza tra la pressione di condensazione di progetto

ed il valore ottenuto dalla simulazione off-design al 100% del carico può essere imputata a im-

precisioni del modello e alla sua risoluzione con metodi numerici, per l’impianto con accumu-

lo la portata al condensatore in condizioni di carico nominale continuo risulta essere legger-

mente superiore rispetto a quella che attraversa il componente nelle condizioni di design, per

cui la pressione di condensazione cresce rispetto al valore di progetto.

La riduzione della potenza elettrica netta prodotta dall’impianto dotato di sistema di ac-

cumulo termico rispetto a quella generata dal ciclo combinato convenzionale può essere attri-

buita sia alla diminuzione della potenza prodotta dal turbogas – derivante dalla maggior pres-

sione di scarico dei fumi – sia alle più basse temperature del vapore nelle sezioni di ingresso

Capitolo 5

78

dei tre gruppi di turbine a vapore, che determinano un minor salto entalpico complessivamen-

te a disposizione nell’espansione e, di conseguenza, una minor potenza prodotta dal comples-

so.

Durante l’esercizio a carico nominale continuo, le portate di vapore che attraversano i

componenti della caldaia a recupero sono inferiori rispetto alle portate per le quali i compo-

nenti stessi sono stati progettati: ciò implica che i banchi di scambio risultano essere sovradi-

mensionati anche in tali condizioni di funzionamento. Ne deriva che, a differenza di quanto

accade nel ciclo combinato convenzionale, per l’impianto con circuito sali e serbatoi di accu-

mulo termico è necessario attuare il controllo anti-steaming per gli economizzatori anche du-

rante il funzionamento a carico nominale continuo. In particolar modo, si ha che la valvola di

pressurizzazione dell’ultimo economizzatore di alta pressione (ECO HP 3) impone un incre-

mento di pressione assoluta di 5 bar rispetto alla pressione di evaporazione, mentre la portata

da ricircolare per evitare lo steaming del preriscaldatore del condensato (CPH) è pari a circa il

3% della portata per la quale è stato realizzato il dimensionamento del componente. Non vi

sono invece problemi di steaming all’interno dell’economizzatore di media pressione (ECO

MP), per cui risulta nulla la portata di ricircolo. Infatti, la risoluzione del modello off-design

del parallelo tra tale componente ed il primo economizzatore di alta (ECO HP 1), effettuata

mantenendo costanti le ‘flow-fraction’ calcolate in fase di design, determina una differenza tra

la temperatura di uscita dell’acqua dall’economizzatore e la temperatura di evaporazione di 6,2

°C, e quindi un leggero incremento rispetto grado di sub-cooling di progetto, pari a 5°C. La

necessità di introdurre tali accorgimenti per evitare la formazione di bolle di vapore all’interno

dei fasci tubieri costituisce un’ulteriore penalizzazione per il rendimento elettrico netto del si-

stema con accumulo in condizioni di esercizio a carico nominale continuo.

Le modifiche apportate alla configurazione della caldaia a recupero e l’introduzione del

circuito a sali fusi determinano un peggioramento delle prestazioni della centrale in funziona-

mento a carico nominale, che si traduce in una differenza di 0,63 punti percentuali in termini

di rendimento elettrico netto.

Esercizio a carichi parziali continui 5.3

Analizzato il funzionamento dell’impianto con accumulo termico in condizioni di carico no-

minale continuo, si vuole ora studiare il suo comportamento ai carichi parziali e comparare i

risultati ottenuti con quelli propri del ciclo convenzionale di riferimento.

La Tabella 5.3 mostra i valori del rendimento elettrico netto dei due sistemi energetici po-

sti a confronto in questo lavoro, quando la turbina a gas è in esercizio a pieno carico, al 75%

ed al 50% del carico nominale. Le simulazioni relative all’impianto con accumulo sono state

eseguite ipotizzando che la portata di sali che percorre il circuito sia tale per cui la temperatura

della miscela in uscita dallo scambiatore con i fumi è pari alla massima temperatura consentita

per i sali stessi e che i serbatoi di accumulo siano bypassati, ovvero non soggetti a operazioni

di carica o scarica. Si riporta la differenza tra i rendimenti elettrici netti dei due impianti in

termini di punti percentuali.


79

Tabella 5.3 - Confronto esercizio a carichi parziali continui

GT LOAD CICLO

CONVENZIONALE

CICLO con

CIRCUITO SALI DIFFERENZA

100% 58,21% 57,58% 0,63

75% 56,44% 55,73% 0,71

50% 53,54% 52,76% 0,78

Nonostante le due centrali siano regolate al variare del carico con le stesse modalità opera-

tive, è evidente come il degradamento delle prestazioni dell’impianto con circuito sali al dimi-

nuire del carico della turbina a gas sia più marcato rispetto al peggioramento subito dal ciclo

tradizionale. A parità di carico del turbogas, l’aver interposto un circuito intermedio tra i fumi

di scarico e la linea di alta pressione del ciclo a vapore genera delle irreversibilità maggiori ri-

spetto a quelle che si hanno producendo il vapore in modo diretto dal raffreddamento dei fu-

mi.

Si ritiene che le differenze tra i rendimenti elettrici netti dei due impianti siano accettabili

ed in linea con le aspettative, in virtù della penalizzazione introdotta dallo scambiatore fu-

mi/sali sulla potenza prodotta dalla turbina a gas e della minor qualità del vapore prodotto.

Funzionamento al minimo tecnico 5.4

Nelle ore di funzionamento al minimo tecnico, la fase di carica dell’accumulo viene sfruttata

per ottenere una riduzione della potenza elettrica netta prodotta dall’impianto in esame rispet-

to a quella generata dal ciclo combinato convenzionale in condizioni analoghe. Durante

l’esercizio al minimo tecnico, l’accumulo viene caricato, in quanto la potenza termica ceduta

dai sali all’acqua/vapore è solo una frazione della potenza termica complessivamente sottratta

dai sali ai fumi. In tali condizioni di funzionamento, essendo la quantità di sali spillata dal ser-

batoio caldo e destinata agli scambiatori con il vapore soltanto una quota parte della quantità

di sali che presa dal serbatoio freddo attraversa lo scambiatore con i fumi ed è poi mandata nel

serbatoio ad alta temperatura, si ha che quest’ultimo va man mano riempiendosi, mentre il

serbatoio a bassa temperatura vede diminuire progressivamente il livello di sali al suo interno.

Ipotesi del modello 5.4.1

L’esercizio al minimo tecnico si caratterizza per le seguenti modalità di gestione dell’impianto:

- la turbina a gas è esercita al 30% del carico nominale, ovvero produce la minima

potenza che è in grado di generare nel rispetto dei vincoli ambientali sulle emis-

sioni inquinanti

- la portata di acqua spillata dalla mandata dell’economizzatore di media pressione

ed inviata al preriscaldatore del gas naturale è pari al 30% della portata di progetto

Capitolo 5

80


alta pressione e risurriscaldatori è calcolata assumendo una uguale temperatura dei

sali in uscita dalle due linee

- la temperatura dei sali in uscita dallo scambiatore con i fumi è pari alla massima

temperatura consentita per non incorrere in problemi di degradazione termochi-

mica della miscela, uguale a 593°C. La portata di sali prelevata dal serbatoio freddo

e successivamente immessa nel serbatoio caldo è calcolata in accordo con questa

ipotesi

- la portata di sali che presa dal serbatoio caldo viene inviata verso il serbatoio fred-

do è regolata in modo che la produzione di vapore nell’evaporatore di alta pres-

sione sia tale per cui la portata di fluido entrante nel gruppo di alta della turbina è

uguale al 10% della portata in ingresso in condizioni di progetto. Tale vincolo de-

riva dall’esistenza di un limite inferiore per la quantità di fluido ammessa in turbina

per non incorrere in sollecitazioni non desiderate. Da letteratura risulta che, al

giorno d’oggi, tale limite sia del 15% [44], tuttavia in questo lavoro si è deciso di

utilizzare un valore ancora più basso, in vista di sviluppi futuri della tecnologia del-

le turbina a vapore che possano consentire di raggiungere limiti ancor più spinti.

In condizioni di esercizio al minimo tecnico, in accordo con la modalità di regolazione

della turbina a vapore definita ‘trottle-control’, la valvola di laminazione in ingresso alla turbina

di alta pressione introduce una perdita di carico che consente da una lato di mantenere una

pressione di 50 bar a monte della valvola stessa, dall’altro di far rispettare al contempo la curva

caratteristica della turbina nella sua sezione di ammissione. I gruppi di media e bassa pressione,

invece, continuano ad essere regolati in ‘sliding-pressure’, per cui la pressione nella loro sezio-

ne di ingresso si modifica autonomamente per rispettare la curva caratteristica della macchina.

In assenza di un intervento di regolazione sulla valvola di ammissione alla turbina di alta pres-

sione si avrebbe che la scarsa produzione di vapore determinerebbe un abbassamento eccessi-

vo e non desiderato dei livelli di pressione del ciclo Rankine. Ne deriva che, in condizioni di

minimo tecnico, si ha un disaccoppiamento fluidodinamico tra generazione di vapore e isola di

potenza.

Essendo fissata la pressione a monte della valvola di laminazione, è automaticamente sta-

bilita anche la pressione di evaporazione di alta pressione; di conseguenza, è unicamente de-

terminata anche la temperatura dei sali in uscita dall’evaporatore. Ne risulta che, con la strate-

gia di regolazione adottata, la temperatura della miscela in tale punto – temperatura che risulta

essere la più bassa nel circuito e pari a 266,4°C – viene sempre mantenuta al di sopra della mi-

nima temperatura ammissibile per i sali, con un margine opportuno rispetto al valore limite

inferiore (260°C) per non incorrere in problemi di solidificazione sulle pareti dei tubi.

La risoluzione del modello che simula il funzionamento dell’impianto in condizioni di mi-

nimo tecnico ipotizza inoltre che inizialmente:

- il livello del serbatoio freddo sia pari al 100% e che la temperatura dei sali in esso

presenti sia pari a 266,4°C


81

- il serbatoio caldo sia completamente vuoto

La simulazione termina quando il serbatoio a bassa temperatura risulta essere totalmente svuo-

tato e, di conseguenza, il serbatoio caldo interamente riempito. Si ricava dunque il numero di

ore per le quali l’impianto è in grado di funzionare con continuità al minimo tecnico sotto le

ipotesi effettuate.

Ottimizzazione della pressione di condensazione al minimo tecnico 5.4.2

Analogamente a quanto fatto per il ciclo combinato convenzionale, anche per il ciclo con ac-

cumulo termico in funzionamento al minimo tecnico viene messo in atto un processo di otti-

mizzazione della potenza elettrica netta prodotta dalla centrale in funzione della velocità con

cui l’aria di raffreddamento attraversa il condensatore (Figura 5.3). Infatti, una diminuzione

della velocità con cui l’aria passa attraverso i banchi di scambio determina da un lato la ridu-

zione potenza elettrica assorbita dai ventilatori, dall’altro un aumento della pressione di con-

densazione, che a sua volta determina un calo della potenza prodotta dalla turbina a vapore. A

seconda di quale dei due fattori prevale rispetto all’altro, la potenza generata può aumentare o

diminuire al variare della velocità dei ventilatori. Esiste dunque un valore ottimo della velocità

dell’aria che massimizza la potenza elettrica netta prodotta in condizioni di minimo tecnico.

Figura 5.3 - Ottimizzazione della pressione al minimo tecnico

Il valore ottimo della velocità dell’aria di raffreddamento del condensatore è pari al 78%

del valore di progetto, corrispondente ad una pressione di condensazione di 0,0343 bar. Il

punto di ottimo della velocità di attraversamento dell’aria al condensatore per il ciclo con ac-

cumulo risulta quindi essere più basso rispetto al punto di ottimo del ciclo combinato conven-

0,0

0,005

0,01

0,015

0,02

0,025

0,03

0,035

0,04

0,045

0,05

118.200

118.400

118.600

118.800

119.000

119.200

119.400

40 50 60 70 80 90 100 110

Condenser pressure [bar]

Net power [kW]


Net Power Condenser pressure

Capitolo 5

82

zionale, pari al 97% della velocità nominale. A commento dei risultati ottenuti è possibile os-

servare che, a parità di velocità di rotazione dei ventilatori, ovvero a parità del parametro ‘full

speed cell air volume flow/nominal volume flow’, la potenza elettrica assorbita dai ventilatori

dei condensatori dei due impianti a confronto è grossomodo identica, mentre la potenza pro-

dotta al minimo tecnico dal ciclo con accumulo è sensibilmente inferiore rispetto a quella del

ciclo combinato convenzionale. Ciò implica che, per il caso con accumulo, la riduzione della

potenza assorbita dai ventilatori al diminuire della velocità dell’aria ha una maggior incidenza

(positiva) sulla potenza netta generata dall’impianto rispetto all’effetto (negativo) associato alla

riduzione della potenza delle turbine a vapore, per cui l’ottimo si sposta verso velocità dell’aria

di raffreddamento più basse.

Risultati e confronto con ciclo convenzionale 5.4.3

Con le ipotesi adottate relativamente al funzionamento dell’impianto con accumulo in condi-

zioni di minimo tecnico, la portata entrante nel serbatoio è calcolata in accordo con le assun-

zioni su temperatura del serbatoio freddo e temperatura dei sali all’uscita dello scambiatore

con i fumi, mentre la portata di sali sottratta dal serbatoio di alta temperatura è vincolata dal

fatto che la portata di vapore che i sali prelevati consentono di genare nell’evaporatore è limi-

tata dalla minima quantità di fluido ammissibile nella sezione di inlet del gruppo di alta pres-

sione della turbina a vapore. Tale condizione si raggiunge per una portata di sali che attraversa

l’evaporatore pari al 11,7% della portata di progetto. Sotto tali modalità di esercizio, la quantità

di sali immessa nel serbatoio caldo è maggiore della quantità da esso prelevata (Tabella 5.4), da

cui deriva un aumento del livello dei sali contenuti in tale serbatoio al progredire della simula-

zione. Di fatto, solo una parte dell’energia sottratta dai sali ai fumi viene in seguito trasferita

dai sali stessi al vapore; la restante parte viene accumulata nel serbatoio caldo sotto forma di

sali fusi ad alta temperatura.

Tabella 5.4 - Prestazioni circuito sali al minimo tecnico

CIRCUITO SALI

Thot tank ( C) 593

Tcold tank ( C) 266,4

msalts inlet hot tank ( kg s⁄ ) 326,3

msalts outlet hot tank ( kg s⁄ ) 68,37

In Tabella 5.5 sono riportati i valori delle principali grandezze di interesse relativamente

alle condizioni di minimo tecnico del ciclo combinato tradizionale e del ciclo combinato con

sistema di accumulo termico e sono confrontate le prestazioni generali d’impianto al minimo

tecnico.


83

Tabella 5.5 - Risultati dell'esercizio al minimo tecnico e confronto con ciclo di riferimento


TERMICO a SALI

peva HP (bar) 82,17 50,03

peva MP (bar) 16,33 6,191

peva LP (bar) 2,417 1,201

pinlet

ST HP (bar) 78,59 10,93

pinlet ST MP (bar) 15,31 5,182

pinlet

ST LP (bar) 2,37 0,9555

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 51,78 8,516

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 57,69 24,66

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 62,62 32,04

Tvap ST HP ( C) 600 578

Tvap ST MP ( C) 600 567,4

Tvap ST LP ( C) 324,8 312,3

pcond

(bar) 0,0528 0,0344



Minimum Load Net Power (MW) 182,083 119,446


Minimum/Nominal Net Power (%) 40,6 26,85

Se per il ciclo combinato convenzionale la differenza tra la pressione del corpo cilindrico e

quella di amissione al gruppo di alta è dipendente solo dalle perdite di carico che il fluido di

lavoro subisce nell’attraversamento dei vari componenti interposti, osservando i valori relativi

al ciclo con accumulo si nota una netta discrepanza tra pressione di evaporazione di alta e

pressione di inizio espansione in turbina. Ciò accade perché la valvola di ammissione al grup-

po di alta pressione, per soddisfare le richieste relative alla pressione a monte (imposta pari a

50 bar) e a valle (funzione della curva caratteristica della turbina), introduce una perdita di ca-

rico di circa 40 bar.

Considerando il ciclo combinato con accumulo, la più bassa temperatura dei gas combusti

in ingresso all’ultimo economizzatore di alta pressione – ovvero all’inizio della sezione analoga

a quella della caldaia convenzionale – determina delle portate di vapore generate nei corpi ci-

lindrici di media e bassa pressione inferiori rispetto a quelli che si realizzano nell’HRSG di rife-

rimento. Poiché i gruppi di turbine di media e di bassa sono gestiti in ‘sliding-pressure’, ciò

implica che anche i livelli di pressione nelle loro sezioni di ingresso risultano proporzional-

mente più bassi. Tale differenza in realtà è dovuta non solo al fatto che le portate di vapore

entranti nelle turbine sono sensibilmente inferiori, ma anche all’aver progettato le turbine a

vapore per un valore del parametro ‘sizing flow/design point flow’ pari a 1,25. L’utilizzo di un

valore maggiore di 1 implica, infatti, che le pressioni nelle sezioni di ammissione siano ancor

Capitolo 5

84

più basse rispetto a quelle che si otterrebbero dimensionando l’assembly per un valore unitario

dello stesso parametro, in quanto le aree di passaggio sono ancor più generose di quelle che si

avrebbero progettando il gruppo per un valore del ‘sizing-parameter’ pari a 1.

Ne deriva una sensibile riduzione della potenza elettrica netta prodotta al minimo tecnico

dall’impianto con sistema di accumulo termico (Figura 5.4). Tale riduzione è principalmente

dovuta alla minor portata di vapore elaborata dalle turbine a vapore e alle caratteristiche ter-

modinamiche più degradate del fluido in ammissione. Nonostante una pressione di condensa-

zione (ovvero una temperatura di fine espansione) inferiore, il salto entalpico complessiva-

mente a disposizione del gruppo di turbine del ciclo con accumulo è più piccolo rispetto a

quello del ciclo convenzionale, data la minor pressione (e la minor temperatura) all’ingresso

dell’assembly. Al minimo tecnico, con le ipotesi adottate, la portata di vapore entrante nel

gruppo di bassa pressione è circa il 30% della portata calcolata in sede di progetto.

Figura 5.4 - Caratteristiche termodinamiche isola di potenza al minimo tecnico

Ponendo attenzione alla linea di surriscaldamento del vapore di alta pressione (Figura 5.5),

è possibile notare come la distribuzione della portata di sali fusi tra i due rami nel parallelo –

ripartizione che consente di ottenere una identica temperatura della miscela in uscita da en-

trambe le linee ed entrante quindi nell’evaporatore – implichi una potenza termica ceduta dai

sali ai surriscaldatori tale da determinare una riduzione del T di approach tra sali e vapore nel

secondo surriscaldatore (SH HP 2) rispetto al valore stabilito in sede di dimensionamento.

Con le ipotesi assunte si verifica infatti che, in condizioni di minimo tecnico, la portata di at-

temperamento è limitata dal verificarsi della condizione limite di ‘minimum superheat after de-

superheating’: la temperatura a valle del miscelamento con il vapore in uscita da SH HP 1 non

può essere inferiore alla somma della temperatura di saturazione (alla pressione cui il vapore si

trova nello stesso punto) e del T ipotizzato di 15°C. Imposta da tale vincolo la temperatura

del vapore in ingresso al secondo surriscaldatore, la risoluzione del modello off-design dello


Sheet 1 2195 05-20-2016 12:27:13 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\20-05-2016_ODmode_2ore_sizing_1.25_T409_DTpp15C_inox_2HX_T26=495_minimo_10%alta_cond78%NUOVO.tfx

bar C kg/s kJ/kg

SH HP 2

SH HP 1

RH 1

RH 2

att SH HP

att ST HP

att RH

EVA HP

AIR SOURCE

AIR SINK

AIR CONDENSER

1

1,013 15381,9 -10,13

1,013 158969 -10,13

1,013 23,578969 -1,452

5

3,14 26,4332,34 111

0,7522 26,3832,34 110,6

8

1,012 89,99389,8 68,24

9

1,013 114,6389,8 94,23

10

1,013 155,2389,8 137,2

11

1,015 170,2389,8 153,2

12

1,016 257,6389,8 247,2

13

1,017 265389,8 255,3

14

1,017 269,9389,8 260,5

16

1,018 281,6389,8 273,3

0,0344 26,3732,34 2518,3

30

1,201 104,88,516 439,4

37

6,191 160,117,31 2757,5

36

70,71 170,27,143 723,4

33

70,73 110,28,516 467,4

40

70,73 110,27,143 467,4

0,9555 312,332,04 3099

56

70,71 2657,143 1159,6

48

70 157,964 46260

49

69,96 112,57,964 46473

34

6,191 155,117,48 654,2

35

6,191 155,120,4 654,2

51

6,786 104,920,4 440,3

58

6,191 155,12,924 654,2

58

6,191 155,12,924 654,2

52

6,125 16,222,924 68,61

39

1,201 104,828,92 439,4

38

1,201 104,836,4 439,4

59

1,201 104,86,618 2683,1

28

1,201 99,8232,69 418,3

29

6,125 16,222,924 68,61

60

1,201 9335,61 389,6

61

1,201 104,80,7906 2683,1

61

1,201 104,80,7906 2683,1

55

0,9555 257,36,618 2989,3

66

3,14 26,3132,69 110,5

50

1,201 104,87,409 2683,1

0,9555 326,525,42 3128

1,05 375,168,37 967,7

1,05 375,137,51 967,7

1,055 45137,51 1082,8

1,055 375,130,86 967,7

21

1,058 451,930,86 1084,2

1,06 59330,86 1301,1

1,06 59337,51 1301,1

50,02 2798,456 2854,2

50,02 439,87,143 3293 5,301 414,3

24,66 3302

5,301 414,324,66 3302

50,03 2647,143 2794,2

5,549 465,37,359 3410

5,549 273,717,31 3009

50,03 2647,143 1244,7

5,549 331,424,66 3128

5,182 567,424,66 3630

67

6,786 104,90 440,3

6,786 104,90 440,3

68

70,73 110,21,313 467,4

70,73 110,21,313 467,4

41

1,06 59368,37 1301,1

69

1,013 59368,37 1301,1

70

2,389 59368,37 1301,1

72

1,013 266,4326,3 804,2

27

4,404 266,5326,3 804,4

42

1,013 266,4326,3 804,2

71

1,013 266,4326,3 804,2

1,013 266,468,37 804,2

22

1,024 508389,8 527

26

2,88 465,8326,3 1105,4

74

2,389 593326,3 1301,1

75

1,027 649,1389,8 692

50 587,78,456 3638

50 5788,516 3616

77

70,73 110,20,0602 467,4

70,73 110,20,0602 467,4

G1

91282 kW

G2

31777 kW

77

77

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58

GE GT-9F.05

ST HPST MP

ST LP


AA BB


H

C

EVA LP

DEA



bar C kg/s kJ/kg

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 39,4511498 14,65

5

4,755 50,35124,8 211,2

6

0,8433 50,32124,8 210,7

8

1,014 89,04664,5 67,75

9

1,016 149664,5 131,7

10

1,018 169,7664,5 153,9

11

1,023 235,7664,5 225,3

12

1,026 276,8664,5 270,3

13

1,028 322,7664,5 321

14

1,028 324664,5 322,4

16

1,03 354,2664,5 356,2

4

0,1255 50,32124,8 2494,9

30

3,678 140,6106,3 591,8

37

26,38 226,816,05 2802,6

36

132,1 224,3106,3 966,3

33

134,4 143,2106,3 611,1

40

134,4 143,2106,3 611,1

53

3,664 306,2123,9 3081

56

131,7 289,1106,3 1281

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

26,38 221,816,21 952,2

35

26,38 221,826,2 952,2

51

27,12 141,126,2 595,2

58

26,38 221,89,991 952,2

58

26,38 221,89,991 952,2

52

25,68 52,399,991 221,5

39

3,678 140,6132,5 591,8

38

3,678 140,6139,4 591,8

59

3,678 140,62,562 2734,2

28

3,678 130,3125,1 547,9

29

25,68 52,399,991 221,5

60

3,678 124,7135,1 523,7

61

3,678 140,64,295 2734,2

61

3,678 140,64,295 2734,2

55

3,664 323,22,562 3116

66

4,755 50,25125,1 210,7

50

3,678 140,66,857 2734,2

7

3,664 305,9121,4 3080

5,514 454,4745,2 1088

5,791 454,4304,3 1088

6,165 525,6304,3 1197,1

5,514 454,4440,9 1088

5,959 538,3440,9 1216,7

6,464 593,2440,9 1301,5

6,464 593,2304,3 1301,5

130,8 448,8106,3 3188

130,8 448,8106,3 3188 25,13 460,2

119,5 3374

25,13 460,2119,5 3374

131,4 331,7106,3 2659,6

130 575106,3 3536

57

26,25 341103,4 3104

62

26,25 326,116,05 3069

131,4 318,9106,3 1450,3

26,25 339119,5 3099

24,63 577,9119,5 3637

27,12 141,10 595,2

134,4 143,20 611,1

41

6,464 593,2745,2 1301,5

69

1,013 593745,2 1301,1

70

1,013 593745,2 1301,1

72

2,474 339,5586,7 913,8

27

6,788 339,7586,7 914,1

42

2,474 339,5586,7 913,8

71

2,474 339,5586,7 913,8

2,474 339,5745,2 913,8

22

1,046 538664,5 566,7

26

2,448 495,5586,7 1150,9

74

1,013 593586,7 1301,1

75

1,053 650,7664,5 700,3

G1

297213 kW

G2

183060 kW

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58

1

2GE GT-9F.05

3

4

5

6 7 8

9

16

ECO HP 3

17

ECO HP 2

18

SH MP

19

SH LP

20

EVA MP

21

AA BB


23

24

25

CPH

2627

28

29

30

32

33

37

35

H

C

31

22

EVA LP

36

DEA

39

40

11

12

13

14

15

34

38

41

42

43 44

45

46

47 48

4950

1051


85

scambiatore determina una temperatura del vapore in uscita di 587,7°C, superiore al valore

definito in sede di progetto di 578°C. Per ottenere in uscita la temperatura desiderata, sarebbe

stato necessario diminuire ulteriormente la temperatura del vapore in ingresso al secondo

scambiatore, ovvero aumentare la portata di attemperamento; ma ciò non è possibile per il

vincolo spiegato. Per far sì che la temperatura del vapore in ingresso alla turbina di alta pres-

sione non superi il valore massimo sopportabile dai materiali della macchina, è necessario

dunque iniettare nel flusso un’ulteriore portata di attemperamento che riporti la temperatura a

578°C.

D’altra parte, invece, la ripartizione nel parallelo della portata di sali realizzata con

l’ipotesi assunta determina che la potenza termica ceduta dai sali fusi ai risurriscaldatori non è

sufficiente per portare il vapore in uscita al valore desiderato di 578°C. La temperatura del va-

pore in uscita dalla linea è infatti di 567,4°C. Ciò spiega una portata di attemperamento nulla.

Figura 5.5 - Analisi parallelo sh/rh al minimo tecnico


Sheet 1 2195 05-22-2016 12:03:44 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\20 maggio.tfx

bar C kg/s kJ/kg

EVA HP

RH 1

desup RH

RH 2SH HP 2

SH HP 1

desup SH HP

desup ST HP

1

1,013 15381,9 -10,13

2

1,013 158969 -10,13

3

1,013 23,578969 -1,452

5

3,14 26,4332,34 111

6

0,7522 26,3832,34 110,6

8

1,012 89,99389,8 68,24

9

1,013 114,6389,8 94,23

10

1,013 155,2389,8 137,2

11

1,015 170,2389,8 153,2

12

1,016 257,6389,8 247,2

13

1,017 265389,8 255,3

14

1,017 269,9389,8 260,5

16

1,018 281,6389,8 273,3

4

0,0344 26,3732,34 2518,3

30

1,201 104,88,516 439,4

37

6,191 160,117,31 2757,5

36

70,71 170,27,143 723,4

33

70,73 110,28,516 467,4

40

70,73 110,27,143 467,4

53

0,9555 312,332,04 3099

56

70,71 2657,143 1159,6

48

70 157,964 46260

49

69,96 112,57,964 46473

34

6,191 155,117,48 654,2

35

6,191 155,120,4 654,2

51

6,786 104,920,4 440,3

58

6,191 155,12,924 654,2

58

6,191 155,12,924 654,2

52

6,125 16,222,924 68,61

39

1,201 104,828,92 439,4

38

1,201 104,836,4 439,4

59

1,201 104,86,618 2683,1

28

1,201 99,8232,69 418,3

29

6,125 16,222,924 68,61

60

1,201 9335,61 389,6

61

1,201 104,80,7906 2683,1

61

1,201 104,80,7906 2683,1

55

0,9555 257,36,618 2989,3

66

3,14 26,3132,69 110,5

50

1,201 104,87,409 2683,1

7

0,9555 326,525,42 3128

1,05 375,168,37 967,7

1,05 375,137,51 967,7

1,055 45137,51 1082,8

1,055 375,130,87 967,7

1,058 451,930,87 1084,2

1,06 59330,87 1301,1

1,06 59337,51 1301,1

50,02 2798,456 2854,2

50,02 439,87,143 3293

5,301 414,224,66 3302

5,301 414,224,66 3302

50,03 2647,143 2794,2

57

5,549 465,37,36 3410

62

5,549 273,717,31 3009

50,03 2647,143 1244,7

5,549 331,424,66 3128

5,182 567,424,66 3630

67

6,786 104,90 440,3

6,786 104,90 440,3

68

70,73 110,21,313 467,4

70,73 110,21,313 467,4

41

1,06 59368,37 1301,1

69

1,013 59368,37 1301,1

70

2,389 59368,37 1301,1

72

1,013 266,4326,3 804,2

27

4,404 266,5326,3 804,4

42

1,013 266,4326,3 804,2

71

1,013 266,4326,3 804,2

1,013 266,468,37 804,2

22

1,024 508389,8 527

26

2,88 465,8326,3 1105,4

74

2,389 593326,3 1301,1

75

1,027 649,1389,8 692

50 587,78,456 3638

50 5788,516 3616

77

70,73 110,20,0602 467,4

70,73 110,20,0602 467,4

G1

91282 kW

G2

31777 kW

77

77

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58


AA BB


H

C

EVA LP

DEA



bar C kg/s kJ/kg

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 39,4511498 14,65

5

4,755 50,35124,8 211,2

6

0,8433 50,32124,8 210,7

8

1,014 89,04664,5 67,75

9

1,016 149664,5 131,7

10

1,018 169,7664,5 153,9

11

1,023 235,7664,5 225,3

12

1,026 276,8664,5 270,3

13

1,028 322,7664,5 321

14

1,028 324664,5 322,4

16

1,03 354,2664,5 356,2

4

0,1255 50,32124,8 2494,9

30

3,678 140,6106,3 591,8

37

26,38 226,816,05 2802,6

36

132,1 224,3106,3 966,3

33

134,4 143,2106,3 611,1

40

134,4 143,2106,3 611,1

53

3,664 306,2123,9 3081

56

131,7 289,1106,3 1281

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

26,38 221,816,21 952,2

35

26,38 221,826,2 952,2

51

27,12 141,126,2 595,2

58

26,38 221,89,991 952,2

58

26,38 221,89,991 952,2

52

25,68 52,399,991 221,5

39

3,678 140,6132,5 591,8

38

3,678 140,6139,4 591,8

59

3,678 140,62,562 2734,2

28

3,678 130,3125,1 547,9

29

25,68 52,399,991 221,5

60

3,678 124,7135,1 523,7

61

3,678 140,64,295 2734,2

61

3,678 140,64,295 2734,2

55

3,664 323,22,562 3116

66

4,755 50,25125,1 210,7

50

3,678 140,66,857 2734,2

7

3,664 305,9121,4 3080

5,514 454,4745,2 1088

5,791 454,4304,3 1088

6,165 525,6304,3 1197,1

5,514 454,4440,9 1088

5,959 538,3440,9 1216,7

6,464 593,2440,9 1301,5

6,464 593,2304,3 1301,5

130,8 448,8106,3 3188

130,8 448,8106,3 3188 25,13 460,2

119,5 3374

25,13 460,2119,5 3374

131,4 331,7106,3 2659,6

130 575106,3 3536

57

26,25 341103,4 3104

62

26,25 326,116,05 3069

131,4 318,9106,3 1450,3

26,25 339119,5 3099

24,63 577,9119,5 3637

27,12 141,10 595,2

134,4 143,20 611,1

41

6,464 593,2745,2 1301,5

69

1,013 593745,2 1301,1

70

1,013 593745,2 1301,1

72

2,474 339,5586,7 913,8

27

6,788 339,7586,7 914,1

42

2,474 339,5586,7 913,8

71

2,474 339,5586,7 913,8

2,474 339,5745,2 913,8

22

1,046 538664,5 566,7

26

2,448 495,5586,7 1150,9

74

1,013 593586,7 1301,1

75

1,053 650,7664,5 700,3

G1

297213 kW

G2

183060 kW

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58

1

2GE GT-9F.05

3

4

5

6 7 8

9

16

ECO HP 3

17

ECO HP 2

18

SH MP

19

SH LP

20

EVA MP

21

AA BB


23

24

25

CPH

2627

28

29

30

32

33

37

35

H

C

31

22

EVA LP

36

DEA

39

40

11

12

13

14

15

34

38

41

42

43 44

45

46

47 48

4950

1051

0

100

200

300

400

500

600

700

0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 35000

T[°C]

Q[°C]

Diagramma T-Q parallelo sh/rh al minimo tecnico

EVA HP

RH 1

RH 2

SH HP 1

SH HP 2

Capitolo 5

86

È evidente che tale gestione del parallelo non risulta essere ottimale da un punto di vista

termodinamico: sarebbe più opportuno, ad esempio, incrementare la portata di sali che transita

nel ramo dei risurriscaldatori, in modo da aumentare la temperatura del vapore uscente e al

tempo stesso, riducendo la potenza termica fornita ai surriscaldatori, da ridurre la necessità di

attemperamento sulla linea di surriscaldamento.

In condizioni di esercizio al minimo tecnico, l’ultimo economizzatore di alta pressione ri-

sulta essere un componente piuttosto critico, per cui è necessario un controllo particolarmente

accorto per evitare lo steaming all’interno del componente. Si verifica infatti che, essendo la

portata di vapore circolante nel circuito di alta pressione molto piccola, la potenza ceduta dai

fumi nel loro raffreddamento sia tale da portare l’acqua in ingresso all’economizzatore in esa-

me già alla temperatura di saturazione. Tuttavia, lo steaming all’interno del componente può

essere evitato imponendo un p a cavallo della valvola di pressurizzazione di circa 20 bar, ov-

vero incrementando il livello di pressione di circa il 40% rispetto alla pressione di evaporazio-

ne. Il vapore subisce un incremento di temperatura di circa 15°C nel passaggio attraverso lo

scambiatore, raggiungendo quindi una temperatura in uscita dal componente superiore alla

temperatura dell’evaporatore. La laminazione riporta in seguito il fluido alla caratteristiche

termodinamiche proprie dell’evaporazione. L’accorgimento introdotto consente, pertanto, di

evitare la formazione di vapore all’interno del componente. Tale situazione è chiaramente illu-

strata in Figura 5.6 in cui è mostrato il diagramma T-Q del sistema in funzionamento al mini-

mo tecnico. È evidente come l’economizzatore ECO HP 3 sia quasi assente, poiché la potenza

termica assorbita dall’acqua nel passaggio attraverso il componente è molto piccola. Il control-

lo anti-steaming sull’economizzatore di media pressione consente di evitare la presenza di bol-

le all’interno dello scambiatore al minimo tecnico per mezzo di una portata di ricircolo pari al

16% della portata che attraversa il componente in condizioni di progetto. Invece, molto più

critico risulta essere il controllo sul preriscaldatore del condensato: in questo caso la portata da

ricircolare per evitare lo steaming risulta essere circa il 130% della portata per il quale il com-

ponente è stato dimensionato.


87

Figura 5.6 - Diagramma T-Q al minimo tecnico del ciclo con accumulo

Se la minima differenza di temperatura tra gas combusti e corpo cilindrico di alta pressio-

ne del ciclo di riferimento è pari a 4,7°C e quindi minore rispetto alle condizioni di progetto

(10°C), è interessante notare come, con le ipotesi fatte sulla gestione al minimo tecnico

dell’impianto con accumulo, il T di pinch point tra fumi e sali rimanga costante rispetto alle

condizioni di design. Infatti, la risoluzione del sistema di equazioni che regola il funzionamen-

to off-design sotto le assunzioni effettuate determina una differenza di temperatura tra i sali in

ingresso e i gas in uscita dallo scambiatore di circa 15°C, valore analogo a quello impiegato in

fase di dimensionamento del sistema.

La potenza prodotta al minimo tecnico dal ciclo con accumulo è pari al 26,85% della po-

tenza nominale del ciclo convenzionale. Il sistema con accumulo permette quindi una riduzio-

ne del minimo tecnico di 13,75 punti percentuali.

Sotto le ipotesi effettuate e le condizioni di funzionamento imposte, il sistema di accumu-

lo permette alla centrale di rimanere in servizio al minimo tecnico con continuità per 4 ore e

59 minuti. Tale durate temporale è compatibile con la necessità tipica di dover gestire

l’impianto al minimo tecnico durante le ore notturne o nelle ore centrali della giornata in cui è

massima la produzione da centrali solari.

0

100

200

300

400

500

600

700

0 50000 100000 150000 200000 250000

T[°Q]

Q[kW]

Diagramma T-Q al minimo tecnico

ECO HP 1

ECO MP

ECO HP 1

ECO MP

MOLTEN SALTS HX

CPH

EVA LP

EVA MP

SH MP

SH LP

ECO HP 3

ECO HP 2

Capitolo 5

88

Funzionamento in ‘extra-power’ 5.5

Nelle ore di funzionamento in ‘extra-power’, la fase di scarica dell’accumulo viene sfruttata per

ottenere un aumento della potenza elettrica netta prodotta dall’impianto in esame rispetto a

quella generata dal ciclo combinato convenzionale in condizioni analoghe. Durante l’esercizio

in ‘extra-power’, l’accumulo viene scaricato, in quanto la potenza termica complessivamente

sottratta dai sali ai fumi è solo una frazione della potenza termica ceduta dai sali

all’acqua/vapore. In tali condizioni di funzionamento, essendo la quantità di sali spillata dal

serbatoio caldo e destinata agli scambiatori con il vapore superiore alla quantità di sali che,

presa dal serbatoio freddo, attraversa lo scambiatore con i fumi ed è poi mandata nel serbatoio

ad alta temperatura, si ha che il serbatoio a bassa temperatura va man mano riempiendosi,

mentre il serbatoio caldo vede diminuire progressivamente il livello di sali al suo interno.

Ipotesi del modello 5.5.1

L’esercizio in ‘extra-power’ si caratterizza per le seguenti modalità di gestione dell’impianto:

- la turbina a gas è esercita al 100% del carico, ovvero produce la massima potenza

che è in grado di generare alle condizioni ambiente considerate

- la portata di acqua spillata dalla mandata dell’economizzatore di media pressione

ed inviata al preriscaldatore del gas naturale è regolata in modo tale che la tempe-

ratura del gas naturale in ingresso al turbogas sia pari al massimo valore consenti-

to, ovvero sia uguale al valore di progetto di 200°C


alta pressione e risurriscaldatori è calcolata assumendo una uguale temperatura dei

sali in uscita dalle due linee

- la temperatura dei sali in uscita dallo scambiatore con i fumi è pari alla massima

temperatura consentita per non incorrere in problemi di degradazione termochi-

mica della miscela, uguale a 593°C. La portata di sali prelevata dal serbatoio freddo

e successivamente immessa nel serbatoio caldo è calcolata in accordo con questa

ipotesi

- la portata di sali che presa dal serbatoio caldo viene inviata verso il serbatoio fred-

do è regolata in modo che la produzione di vapore nell’evaporatore di alta pres-

sione sia tale per cui la portata di fluido entrante nel gruppo di alta della turbina

determini una pressione nella sezione di ammissione di 130 bar. Essendo il gruppo

gestito in ‘sliding-pressure’, un valore di portata superiore a quello definito deter-

minerebbe, infatti, un incremento della pressione al di sopra di quello per cui i

componenti della turbina sono stati progettati

- la velocità dell’aria di raffreddamento al condensatore coincide con il valore di de-

sign

La risoluzione del modello che simula il funzionamento dell’impianto in condizioni di ‘ex-

tra-power’ ipotizza inoltre che inizialmente:


89

- il livello del serbatoio caldo sia pari al 100% e che la temperatura dei sali in esso

presenti sia pari a 593°C

- il serbatoio freddo sia completamente vuoto. La temperatura alla quale i sali ven-

gono immagazzinati in tale serbatoio coincide con la temperatura che la miscela ha

in uscita dall’evaporatore di alta pressione, derivante quindi dalla risoluzione

dell’esercizio off-design del componente

La simulazione termina quando il serbatoio ad alta temperatura risulta essere completa-

mente privo di sali, mentre il serbatoio freddo interamente riempito. Si ottiene in output il

numero di ore per le quali l’impianto è in grado di funzionare con continuità in ‘extra-power’

sotto le ipotesi effettuate.

Risultati e confronto con ciclo convenzionale 5.5.2

Con le ipotesi adottate in relazione all’esercizio dell’impianto con accumulo in condizioni di

‘extra-power’, la portata entrante nel serbatoio caldo è funzione della temperatura che i sali

hanno in uscita dall’evaporatore di alta pressione – ovvero della temperatura dei sali accumula-

ti nel serbatoio freddo – ed è calcolata in accordo con l’assunzione fatta sulla temperatura della

miscela all’uscita dello scambiatore con i fumi. La portata di sali sottratta dal serbatoio di alta

temperatura è invece vincolata dal fatto che la portata di vapore che i sali prelevati generano

nell’evaporatore di alta è limitata dalla massima pressione consentita per il vapore nella sezione

di inlet della turbina. Se la turbina è stata progettata per un certo valore di pressione massima,

un incremento della pressione rispetto al valore di design non è auspicabile. Tale limite vincola

la massima potenza producibile in ‘extra-power’. Sotto le modalità di esercizio definite, la

quantità di sali immessa nel serbatoio freddo è maggiore della quantità da esso prelevata

(Tabella 5.6), per cui parte dei sali in uscita dall’evaporatore di alta pressione vanno ad innalza-

re progressivamente il livello di riempimento del serbatoio freddo. Di fatto, l’energia sottratta

dai sali ai fumi è solo una frazione dell’energia che viene in seguito trasferita dai sali stessi al

vapore; il surplus di energia immagazzinato durante il funzionamento al minimo tecnico viene

utilizzato per incrementare la produzione di vapore e quindi la potenza prodotta dalla centrale.

Tabella 5.6 - Prestazioni circuito sali in ‘extra-power’

CIRCUITO SALI

Thot tank ( C) 593

Tcold tank ( C) 339,5

msalts inlet hot tank ( kg s⁄ ) 586,7

msalts outlet hot tank ( kg s⁄ ) 745,2

In Tabella 5.7 sono riportati i valori delle principali grandezze di interesse relativamente

alle condizioni di esercizio in ‘extra-power’ del ciclo combinato tradizionale e del ciclo combi-

nato con sistema di accumulo termico. Per l’impianto di riferimento tali condizioni coincidono

con le condizioni nominali.

Capitolo 5

90

Tabella 5.7 - Risultati dell'esercizio in ‘extra-power’ e confronto con ciclo di riferimento


TERMICO a SALI

peva HP (bar) 135,6 131,4

peva MP (bar) 27,6 26,38

peva LP (bar) 4,062 3,678

pinlet

ST HP (bar) 130 130

pinlet

ST MP (bar) 26 24,64

pinlet

ST LP (bar) 4 3,664

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 106,3

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 96,25 119,5

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 123,9

Tvap ST HP ( C) 600 575

Tvap ST MP ( C) 600 577,9

Tvap ST LP ( C) 325,1 306,2

pcond

(bar) 0,0989 1,1255



Maximum Load Net Power (MW) 448,474 469,989


Max/Nominal Net Power (%) 100 105,66

La potenza elettrica netta generabile dal ciclo combinato dotato di circuito sali e sistema di

accumulo termico è limitata superiormente dalla massima pressione ammissibile per il vapore

nella sezione di ammissione al gruppo di alta. Sotto le assunzioni effettuate, tale condizione si

verifica quando la portata di sali prelevata dal serbatoio caldo è pari al 127,4% della portata

che attraversa l’evaporatore di alta pressione in condizioni di progetto. Infatti, con questa por-

tata della miscela di sali, la portata di vapore prodotta in tale componente ed entrante in turbi-

na a vapore è maggiore del 25% rispetto alla portata entrante in turbina in condizioni di pro-

getto e ottenuta dalla risoluzione dei bilanci sulla caldaia a recupero in fase di design. In accor-

do con la modalità di progettazione utilizzata per il gruppo di turbine a vapore, la pressione

raggiunta dal vapore in ammissione alla turbina in queste condizioni di funzionamento è pari a

130 bar, ovvero pari al valore utilizzato per il dimensionamento della sezione di alta pressione.

Osservando i valori delle pressioni del vapore in ingresso ai gruppi di media e di bassa, si

nota come questi siano leggermente più bassi rispetto ai valori di progetto (rispettivamente

uguali a 26 e 4 bar). Anche tali gruppi sono stati progettati per un valore del parametro ‘sizing

flow/design point flow’ di 1,25; tuttavia accade che le portate entranti nei due gruppi siano

inferiori rispetto al 125% del valore definito in sede di progetto. Dall’ipotesi effettuata sulla

temperatura dei sali in ingresso allo scambiatore con i fumi deriva, infatti, che la temperatura

dei gas combusti entranti nell’ultimo economizzatore di alta pressione non sia abbastanza alta


91

per generare nei corpi cilindrici delle portate sufficientemente grandi da far raggiungere valori

di pressione in ammissione ai gruppi di media e bassa pari ai valori stabiliti in fase di design.

Poiché la pressione di evaporazione del corpo cilindrico di media pressione è leggermente

inferiore rispetto al valore di design, anche la temperatura dell’acqua prelevata dalla mandata

dell’economizzatore di media ed entrante nel preriscaldatore è proporzionalmente più bassa.

Ciò implica che, a parità di portata di combustibile, una portata di acqua uguale a quella di

progetto non è sufficiente per fornire al gas naturale una potenza termica che sia tale da in-

crementare la sua temperatura fino al valore desiderato. Ne deriva che, per incrementare la

temperatura del gas naturale fino a 200°C, è necessaria una portata di acqua pari al 102,5% del

valore di design.

Analizzando il parallelo tra surriscaldatori di alta pressione e risurriscaldatori (

Figura 5.7) è possibile notare come l’elevata portata di vapore che attraversa il ramo di

surriscaldamento determini che la potenza termica ceduta dai sali non sia sufficiente per in-

crementare la temperatura del vapore in uscita dalla linea fino alla temperatura di design, pari a

578 C. Invece, la ‘flow-fraction’ relativa al ramo di risurriscaldamento – calcolata ipotizzando

una uguale temperatura dei sali in uscita dai due rami del parallelo ed in ingresso

all’evaporatore – consente di ottenere una temperatura del vapore in ingresso al gruppo di tur-

bina a vapore di media pressione quasi coincidente con il valore di progetto. Il diagramma T-

Q di Figura 5.8 mette in risalto come, data la costanza della temperatura dei sali stoccati nel

serbatoio caldo, si assista ad un leggero aumento della differenza di approach con il vapore in

uscita dal secondo scambiatore di surriscaldamento. Di fatto, gli scambiatori di surriscalda-

mento risultano essere sottodimensionati, in quanto le aree di scambio non sono sufficiente-

mente grandi per ottenere una più elevata temperatura del vapore in uscita dal ramo. Ne deriva

che, in condizioni di esercizio in ‘extra-power’, non vi è alcuna esigenza di attemperamento

intermedio.

Figura 5.7 - Risultati parallelo rh/sh in 'extra-power'


Sheet 1 2195 05-22-2016 11:50:57 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali\DTpp=15°C\21 maggio extra-power disegno ok.tfx

bar C kg/s kJ/kg

SH HP 2 RH 2

SH HP 1

RH 1

EVA HP

desup SH HP desup RH

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 39,4511498 14,65

5

4,755 50,35124,8 211,2

6

0,8433 50,32124,8 210,7

8

1,014 89,04664,5 67,75

9

1,016 149664,5 131,7

10

1,018 169,7664,5 153,9

11

1,023 235,7664,5 225,3

12

1,026 276,8664,5 270,3

13

1,028 322,7664,5 321

14

1,028 324664,5 322,4

16

1,03 354,2664,5 356,2

4

0,1255 50,32124,8 2494,9

30

3,678 140,6106,3 591,8

37

26,38 226,816,05 2802,6

36

132,1 224,3106,3 966,3

33

134,4 143,2106,3 611,1

40

134,4 143,2106,3 611,1

53

3,664 306,2123,9 3081

56

131,7 289,1106,3 1281

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

26,38 221,816,21 952,2

35

26,38 221,826,2 952,2

51

27,12 141,126,2 595,2

58

26,38 221,89,991 952,2

58

26,38 221,89,991 952,2

52

25,68 52,399,991 221,5

39

3,678 140,6132,5 591,8

38

3,678 140,6139,4 591,8

59

3,678 140,62,562 2734,2

28

3,678 130,3125,1 547,9

29

25,68 52,399,991 221,5

60

3,678 124,7135,1 523,7

61

3,678 140,64,295 2734,2

61

3,678 140,64,295 2734,2

55

3,664 323,22,562 3116

66

4,755 50,25125,1 210,7

50

3,678 140,66,857 2734,2

7

3,664 305,9121,4 3080

5,514 454,4745,2 1088

5,791 454,4304,3 1088

6,165 525,6304,3 1197,1

5,514 454,4440,9 1088

5,959 538,3440,9 1216,7

6,464 593,2440,9 1301,5

6,464 593,2304,3 1301,5

130,8 448,8106,3 3188

130,8 448,8106,3 3188 25,13 460,2

119,5 3374

25,13 460,2119,5 3374

131,4 331,7106,3 2659,6

130 575106,3 3536

57

26,25 341103,4 3104

62

26,25 326,116,05 3069

131,4 318,9106,3 1450,3

26,25 339119,5 3099

24,63 577,9119,5 3637

27,12 141,10 595,2

134,4 143,20 611,1

41

6,464 593,2745,2 1301,5

69

1,013 593745,2 1301,1

70

1,013 593745,2 1301,1

72

2,474 339,5586,7 913,8

27

6,788 339,7586,7 914,1

42

2,474 339,5586,7 913,8

71

2,474 339,5586,7 913,8

2,474 339,5745,2 913,8

22

1,046 538664,5 566,7

26

2,448 495,5586,7 1150,9

74

1,013 593586,7 1301,1

75

1,053 650,7664,5 700,3

G1

297213 kW

G2

183060 kW

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58


AA BB


H

C

EVA LP

DEA



bar C kg/s kJ/kg

1

1,013 15647,9 -10,13

2

1,013 1511498 -10,13

3

1,013 39,4511498 14,65

5

4,755 50,35124,8 211,2

6

0,8433 50,32124,8 210,7

8

1,014 89,04664,5 67,75

9

1,016 149664,5 131,7

10

1,018 169,7664,5 153,9

11

1,023 235,7664,5 225,3

12

1,026 276,8664,5 270,3

13

1,028 322,7664,5 321

14

1,028 324664,5 322,4

16

1,03 354,2664,5 356,2

4

0,1255 50,32124,8 2494,9

30

3,678 140,6106,3 591,8

37

26,38 226,816,05 2802,6

36

132,1 224,3106,3 966,3

33

134,4 143,2106,3 611,1

40

134,4 143,2106,3 611,1

53

3,664 306,2123,9 3081

56

131,7 289,1106,3 1281

48

70 1516,65 46260

49

69,82 20016,65 46694

34

26,38 221,816,21 952,2

35

26,38 221,826,2 952,2

51

27,12 141,126,2 595,2

58

26,38 221,89,991 952,2

58

26,38 221,89,991 952,2

52

25,68 52,399,991 221,5

39

3,678 140,6132,5 591,8

38

3,678 140,6139,4 591,8

59

3,678 140,62,562 2734,2

28

3,678 130,3125,1 547,9

29

25,68 52,399,991 221,5

60

3,678 124,7135,1 523,7

61

3,678 140,64,295 2734,2

61

3,678 140,64,295 2734,2

55

3,664 323,22,562 3116

66

4,755 50,25125,1 210,7

50

3,678 140,66,857 2734,2

7

3,664 305,9121,4 3080

5,514 454,4745,2 1088

5,791 454,4304,3 1088

6,165 525,6304,3 1197,1

5,514 454,4440,9 1088

5,959 538,3440,9 1216,7

6,464 593,2440,9 1301,5

6,464 593,2304,3 1301,5

130,8 448,8106,3 3188

130,8 448,8106,3 3188 25,13 460,2

119,5 3374

25,13 460,2119,5 3374

131,4 331,7106,3 2659,6

130 575106,3 3536

57

26,25 341103,4 3104

62

26,25 326,116,05 3069

131,4 318,9106,3 1450,3

26,25 339119,5 3099

24,63 577,9119,5 3637

27,12 141,10 595,2

134,4 143,20 611,1

41

6,464 593,2745,2 1301,5

69

1,013 593745,2 1301,1

70

1,013 593745,2 1301,1

72

2,474 339,5586,7 913,8

27

6,788 339,7586,7 914,1

42

2,474 339,5586,7 913,8

71

2,474 339,5586,7 913,8

2,474 339,5745,2 913,8

22

1,046 538664,5 566,7

26

2,448 495,5586,7 1150,9

74

1,013 593586,7 1301,1

75

1,053 650,7664,5 700,3

G1

297213 kW

G2

183060 kW

68

68

67

67

61

61

52

52

58

58

1

2GE GT-9F.05

3

4

5

6 7 8

9

16

ECO HP 3

17

ECO HP 2

18

SH MP

19

SH LP

20

EVA MP

21

AA BB


23

24

25

CPH

2627

28

29

30

32

33

37

35

H

C

31

22

EVA LP

36

DEA

39

40

11

12

13

14

15

34

38

41

42

43 44

45

46

47 48

4950

1051

Capitolo 5

92

Figura 5.8 – Diagramma T-Q parallelo sh/rh in 'extra-power'

È interessante notare un leggero incremento del ΔT di pinch point tra sali e evaporazione

di alta pressione, uguale a 7,8°C. Nonostante un grado di sub-cooling maggiore in questo caso

rispetto al valore di progetto (12,8 C contro 5 C), l’elevata portata di sali circolante

nell’evaporatore fa sì che tale ΔT di pinch point sia sufficiente per fornire la potenza termica

necessaria a far arrivare l’acqua entrante nel componente alle condizioni di evaporazione e

portare il fluido in uscita in condizioni di vapore saturo. Il sub-cooling dell’acqua in uscita

dall’ultimo economizzatore di alta pressione (ECO HP 3) risulta essere superiore rispetto al

valore di progetto in quanto, in condizioni di esercizio di ‘extra-power’, lo scambiatore è attra-

versato da una portata di acqua maggiore rispetto al valore di progetto, per cui le aree delle

superfici di scambio termico risultano essere insufficienti, ovvero sottodimensionate, per scal-

dare l’acqua in uscita fino al valore di sub-cooling di progetto (Figura 5.9).

La gestione off-design del parallelo tra economizzatore di media pressione (ECO MP) e

primo economizzatore di alta (ECO HP 1) – realizzata mantenendo costante le ‘flow-fration’

calcolate in fase di design – determina per ECO MP la necessità di una piccola portata di ricir-

colo, pari al 5% della portata che attraversa lo scambiatore in condizioni di progetto, per man-

tenere il ΔT di sub-cooling costante e pari a 5 C, con il fine di non incorrere nell’eventualità di

steaming all’interno dei fasci tubieri. Si può quindi concludere che, con una frazione della por-

tata di gas che attraversa lo scambiatore coincidente a quella di design, tale componente risulta

essere leggermente sovradimensionato.

Analogamente a quanto accade per ECO HP 3, anche il preriscaldatore del condensato ri-

sulta essere sottodimensionato: la portata in esso circolante in condizioni di ‘extra-power’ è più

grande di quella che attraversa il componente in fase di design, per cui la potenza termica sot-

tratta dal raffreddamento dei gas combusti non è sufficiente per mantenere il grado di sub-

cooling di progetto: la differenza di temperatura tra l’acqua in uscita dal componente e la tem-

peratura di evaporazione aumenta a circa 10°C.

300

350

400

450

500

550

600

650

0 50000 100000 150000 200000 250000 300000

T[°C]

Q[kW]

Diagramma T-Q parallelo sh/rh in 'extra-power'

SH HP 1

SH HP 1

RH 1

RH 1

SH HP 2

SH HP 2

RH 2

RH 2

EVA HP


93

Figura 5.9 - Diagramma T-Q in 'extra-power'

Nonostante più basse temperature del vapore in ingresso ai tre gruppi di turbine – ovvero

condizioni termodinamiche del vapore più degradate – rispetto ai corrispettivi valori della se-

zione di potenza del ciclo convenzionale di riferimento, il netto aumento della portata di vapo-

re elaborata dall’assembly determina un sensibile incremento della potenza netta prodotta dal

ciclo con sistema di accumulo termico. In esercizio in condizioni di ‘extra-power’, l’impianto

con sistema di accumulo termico permette di produrre una potenza supplementare di 21,5

MW – equivalenti ad un incremento di 4,8 punti percentuali – rispetto alla massima potenza

che il ciclo combinato di riferimento è in grado di generare in analoghe condizioni.

Sotto le ipotesi effettuate e le condizioni di funzionamento imposte, il sistema di accumu-

lo permette alla centrale di rimanere in servizio con continuità in ‘extra-power’ per 8 ore e 07

minuti. Sotto le ipotesi del modello, questo è il tempo impiegato per svuotare completamente

il serbatoio caldo (inizialmente pieno) e riempire il serbatoio freddo (inizialmente vuoto) fino

al massimo della capacità.

Ne risulta che il rapporto tra la durata temporale della fase di scarica dell’accumulo (fun-

zionamento in ‘extra-power’) ed il periodo temporale della fase di carica (funzionamento al

minimo tecnico) è pari a 1,6278.

Note le prestazioni d’impianto al minimo tecnico ed in condizioni di ‘extra-power’, si in-

tende definire un parametro che sintetizzi le prestazioni dell’impianto con accumulo sul ciclo

di carica/scarica. Si definisce carica/scarica

– calcolato tramite l’Equazione (5.2) – il rendimento

0

100

200

300

400

500

600

700

0 50000 100000 150000 200000 250000 300000 350000 400000 450000

T[°Q]

Q[kW]

Diagramma T-Q in 'extra-power'

ECO MP

ECO HP 1

ECO HP 1

ECO MP

MOLTEN SALTS HX

CPH

EVA LP

EVA MP

ECO HP 3 ECO

HP 2

SH MP

SH LP

Capitolo 5

94

di conversione sul ciclo di carica/scarica dell’accumulo. Tale parametro presenta a numeratore

la somma dell’energia prodotta in 1 ora di funzionamento al minimo tecnico e dell’energia

prodotta in 1,6278 ore di esercizio in ‘extra-power’, mentre a denominatore l’energia termica

complessivamente entrante con il combustibile nelle 2,6278 ore di funzionamento.

carica/scarica

1 Pelmin 1,6278 Pelmax

LHVGN (1 mGN,min 1,6278 mGN,max)

(5.2)

Con i risultati ottenuti in relazione all’esercizio del ciclo combinato con accumulo nelle

due condizioni di funzionamento, il parametro carica/scarica

assume il valore di 54,50%, inferio-

re rispetto al rendimento in condizioni di carico nominale continuo, che è pari al 57,58%.

Analisi tecnica al variare del ΔT di pinch point tra fumi e sali 5.6

I risultati fin qui riportati sono stati ottenuti ipotizzando una minima differenza di temperatura

tra gas combusti e sali di 15°C. La scelta del valore assunto da tale parametro ha tuttavia un

forte impatto sul dimensionamento dell’intero sistema e sulle sue prestazioni nelle differenti

condizioni di funzionamento. Si intendono pertanto analizzare gli effetti che una variazione

del ΔT di pinch point dello scambiatore fumi/sali ha sul progetto della caldaia a recupero, del

circuito sali e dei serbatoi di accumulo, e valutare le conseguenze che tale variazione provoca

sulle performance generali della centrale.

La Tabella 5.8 mostra i valori assunti da alcune grandezze di particolare interesse in sede

di progetto quando il ΔT di pinch point passa da 15°C a 20°C e 25°C. In maniera analoga a

quanto effettuato per l’impianto con Tpp di 15°C, anche per questi nuovi due casi la sezione

trasversale della caldaia a recupero è progettata in modo tale che le perdite di carico subite dai

gas combusti nell’attraversamento dell’HRSG siano pari a 4 kPa. Tutti gli altri parametri di

dimensionamento assumono, invece, valori uguali a quelli del caso base con Tpp 15 C.


95

Tabella 5.8 - Analisi di sensitività al variare del ΔTpp tra fumi e sali

CICLO CON ACCUMULO Tpp 5 Tpp 0 Tpp 5

GT exhaust gas pressure (bar) 1,053 1,053 1,053

Design gas side mass flux (kg/m2 s) 3,227 3,306 3,383

Gas path frontal area (m2) 205,9 201 196,4

Tgas inlet ECO HP 3 ( C) 351,6 356,7 361,7

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 85,13 83,37 81,59

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 100,5 100,9 101

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 107,8 108,1 108,3

HRSG total outside area (m2) 281.697 266.550 255.245

Stack gas exit temperature ( C) 93,1 92,96 92,85

msalts ( kg s⁄ ) 584,9 575,4 565,9

Hot Tank Total volume (m3) 2.708 2.664 2.620

Cold Tank Total volume (m3) 2.471 2.431 2.391

Design Net Power (MW) 445,090 444,705 444,274

Design Net Electric Efficiency (%) 57,76 57,71 57,65

A parità di perdita di carico complessivamente subita dai gas nell’attraversamento

dell’HRSG, un aumento del Tpp comporta una diminuzione della sezione trasversale della

caldaia. Essendo lo scambiatore fumi/sali il componente preponderante all’interno della cal-

daia a recupero, la riduzione delle sue dimensioni comporta una diminuzione delle dimensioni

complessive dell’HRSG. Infatti, l’aumento della superficie di scambio messa a disposizione

dalla sezione di bassa temperatura della caldaia non è tale da compensare la diminuzione

dell’area di scambio dello scambiatore fumi/sali: diminuisce quindi l’area di scambio totale.

All’aumentare del Tpp, diminuisce la potenza termica sottratta ai fumi dai sali fusi: la por-

tata di sali generata nello scambiatore è sempre più piccola per Tpp più elevati. A parità di

altre condizioni, si riduce la potenza termica complessivamente disponibile nei sali ed in segui-

to da questi trasferibile all’acqua/vapore. Ne deriva che diminuisce la portata di vapore gene-

rata nell’evaporatore di alta pressione, ovvero la portata in ingresso al gruppo di alta della tur-

bina, che vede dunque ridurre la potenza prodotta.

All’aumentare del Tpp, aumenta la temperatura dei gas combusti in uscita dallo scambia-

tore con i sali, ovvero in ingresso all’ultimo economizzatore di alta pressione (ECO HP 1):

aumenta la potenza termica a disposizione per la sezione di media e bassa pressione del ciclo.

Ciò implica un incremento delle portate di vapore generate nei corpi cilindrici di media e bassa

e di conseguenza un aumento delle portate entranti nei corrispettivi gruppi di turbina a vapore.

L’aumento della potenza prodotta dai gruppi di media e bassa pressione non è in grado di

compensare la riduzione della potenza generata dal gruppo di alta, per cui all’aumentare del

Tpp si assiste ad una riduzione della potenza elettrica netta complessivamente prodotta

dall’impianto e conseguentemente del rendimento della centrale.

Capitolo 5

96

È inoltre possibile osservare che la riduzione della portata di sali determina, a parità delle

altre condizioni di dimensionamento, una riduzione della capacità totale dei serbatoi:

all’aumentare del Tpp i serbatoi di accumulo termico si caratterizzano per un volume com-

plessivo inferiore, che si traduce in un diametro ed un’altezza minori.

Confrontate le specifiche tecniche ed i risultati del dimensionamento dell’impianto al va-

riare del T di pinch point dello scambiatore fumi/sali, si vuole ora analizzare come tale pa-

rametro influisca sul reale funzionamento del sistema. Anche per i casi di Tpp 20 C e

Tpp 25 C viene dunque simulato il comportamento dell’impianto in condizioni di funzio-

namento nominale, al minimo tecnico ed in ‘extra-power’, mantenendo per ogni modalità di

esercizio le stesse assunzioni già illustrate per il caso con Tpp 15 C. In Tabella 5.9 vengono

riportati i risultati così ottenuti, messi a confronto con quelli relativi al ciclo combinato con-

venzionale di riferimento. Per ‘Min Load Run Time’ si intende la durata temporale, espressa in

ore, di una fase di carica completa dell’accumulo termico, ipotizzando che il livello del serba-

toio freddo sia inizialmente pari al 100% e che il serbatoio caldo sia vuoto. Sotto le assunzioni

effettuate, tale durata coincide con il periodo durante il quale l’impianto è in grado di funzio-

nare con continuità al minimo tecnico. Analogamente, per ‘Max Load Run Time’ si intende

l’intervallo temporale necessario per completare la fase di scarica dell’accumulo termico, con-

seguita durante il funzionamento in ‘extra-power’. Infine, il parametro ‘Max/Min Load Run

Time’ esprime il rapporto tra le due grandezze appena definite e rappresenta un vincolo opera-

tivo che l’impianto deve rispettare per un funzionamento corretto. Ad esempio, ad una fase di

scarica completa dell’accumulo dovrà necessariamente seguire un’intera fase di carica affinché

il sistema possa tornare nelle stesse condizioni che contraddistinguono l’inizio della fase di

scarica. Il rapporto ‘Max/Min Load Run Time’ rappresenta quindi un parametro descrittivo

del sistema di accumulo termico, che ne sintetizza i tempi caratteristici di funzionamento.

Tabella 5.9 - Risultati esercizio off-design al variare di ΔTpp

CICLO

CONV.

CICLO CON ACCUMULO

Tpp 5 Tpp 0 Tpp 5

Nominal Net Power (MW) 448,474 444,801 444,705 444,274

Min Load Net Power (MW) 182,083 119,446 119,978 120,471

Max Load Net Power (MW) 448,474 469,989 469,327 468,560

Min/Nom Net Power (%) 40,6 26,85 26,98 27,12

Max/Nom Net Power (%) 100 105,66 105,54 105,47

Min Load Run time (h) - 4,98 4,97 4,95

Max Load Run time (h) - 8,11 8,03 8,04

Max/Min Load Run time ( ) - 1,6278 1,6171 1,6250

I risultati del funzionamento off-design degli impianti con T di pinch point tra fumi e sa-

li di 20°C e 25°C non risultano essere significativamente diversi da quelli ottenuti utilizzando

un Tpp di 15 C nello stesso scambiatore. All’aumentare del Tpp si osserva tuttavia un legge-


97

ro aumento della potenza prodotta al minimo tecnico ed un lieve decremento della potenza

generata in ‘extra-power’, mentre il rapporto tra la fase di scarica e quella di carica

dell’accumulo rimane circa costante al variare di Tpp.

Indipendentemente dal valore scelto per Tpp, rispetto al ciclo combinato convenzionale

di riferimento, si ottiene una sensibile riduzione del minimo tecnico di impianto ed un discreto

aumento della massima potenza che la centrale è in grado di generare.

Capitolo 5

98

Capitolo 6

Ciclo Combinato Con Accumulo Termico A Sali

Fusi Ed Olio Sintetico

Il processo di integrazione, fin qui descritto, di un sistema di accumulo termico all’interno del

volume di controllo di un ciclo combinato si è caratterizzato per l’introduzione di uno scam-

biatore fumi/sali nella zona di alta temperatura della caldaia a recupero e per l’inserimento di

due serbatoi di stoccaggio dei sali che garantiscono un certo disaccoppiamento tra la sottra-

zione di potenza termica dai gas combusti e la produzione di vapore. Nella soluzione

d’impianto proposta, l’evaporazione di alta pressione, il surriscaldamento del vapore prodotto

ed il risurriscaldamento del vapore di media pressione vengono realizzati ad opera dei sali fusi,

mentre la disposizione dei restanti componenti dell’HRSG viene lasciata inalterata rispetto alla

soluzione classica del ciclo di riferimento.

Nel seguente capitolo si vuole studiare la possibilità di introdurre un ulteriore fattore di

flessibilizzazione all’interno del ciclo combinato, attraverso un sistema di accumulo termico ad

olio sintetico che agisca nella sezione di bassa temperatura della caldaia a recupero. Sono

quindi presentati lo schema d’impianto, il dimensionamento della centrale ed il suo funziona-

mento in condizioni di progetto e di off-design. Viene infine sottolineato come l’innovativa

soluzione proposta possa conferire al sistema una ancor più grande flessibilità operativa, of-

frendogli la possibilità di produrre una potenza di picco maggiore e di abbassare ulteriormente

il minimo tecnico di centrale, fino ad annullare del tutto la potenza generata dal gruppo di tur-

bine a vapore.


Rispetto al ciclo combinato con sistema di accumulo termico a sali fusi, il nuovo schema

d’impianto conserva la stessa configurazione della sezione di alta temperatura: mantiene lo

scambiatore fumi/sali, la posizione dei serbatoi di accumulo nel circuito dei sali e la stessa di-

sposizione degli scambiatori sali/acqua-vapore. I componenti presenti nella sezione di bassa

temperatura dell’HRSG convenzionale vengono, invece, integralmente sostituiti con uno

scambiatore a fascio tubiero attraversato internamente da un olio diatermico di natura sinteti-

ca. Analogamente al sistema di accumulo a sali fusi, viene introdotto un circuito chiuso in cui

l’olio caldo in uscita dallo scambiatore con i fumi viene utilizzato per la generazione del vapore

di media e bassa pressione, per il surriscaldamento del vapore prodotto e per il preriscaldo del

Capitolo 6

100

condensato prelevato dal condensatore. L’elemento di flessibilità è determinato dall’aggiunta di

un serbatoio di accumulo dell’olio ad alta temperatura ed di un serbatoio in cui immagazzinare

l’olio freddo in uscita dal preriscaldatore del condensato, prima che questo venga inviato di

nuovo nella caldaia a recupero.

Sono state confrontate due configurazioni di impianto che differiscono per la disposizione

dei componenti ‘Shell&Tubes’ di scambio tra olio e acqua-vapore. Lo schema definito ‘SE-

RIE’ di Figura 6.1 ripropone la disposizione dei corrispondenti banchi di scambio tra gas

combusti e acqua-vapore della caldaia a recupero del ciclo combinato convenzionale. Tutti i

componenti sono disposti in serie, ad eccezione del parallelo tra economizzatore di media

pressione e primo economizzatore di alta. Nello schema definito ‘PARALLELO’ di Figura

6.2, invece, l’olio ad alta temperatura in uscita dallo scambiatore con i fumi viene suddiviso in

due flussi posti in parallelo: su un ramo sono situati in serie il surriscaldatore di media, il surri-

scaldatore di bassa, l’evaporatore e l’economizzatore di media pressione; sull’altro ramo è in-

vece collocato solo l’economizzatore di alta pressione. Le portate in uscita dai due rami si riu-

niscono prima di attraversare l’evaporatore di bassa pressione ed infine il preriscaldatore del

condensato. Per entrambe le configurazioni di impianto, analogamente al ciclo convenzionale

di riferimento, l’acqua per il preriscaldatore del combustibile viene prelevata dalla mandata

dell’economizzatore di media e poi reimmessa nel degasatore, che adempie al suo ruolo sfrut-

tando parte della portata di vapore generata nell’evaporatore di bassa. Il sistema prevede anche

una seconda modalità per il preriscaldamento del gas naturale. Per mezzo di un opportuno

sistema di valvole, qualora necessario, il preriscaldo del combustibile può essere effettuato pre-

levando un flusso di olio dal serbatoio caldo e reimmettendo i sali in uscita dallo scambiatore

nel serbatoio di bassa temperatura. È inoltre prevista un’ulteriore sezione di attemperamento

per il controllo della temperatura del vapore in uscita dal ramo di risurriscaldamento, prima

che questo entri nel gruppo di turbina a vapore di media pressione: in alcune particolari condi-

zioni di funzionamento può verificarsi che la temperatura del fluido risurriscaldato sia superio-

re alla massima temperatura ammessa per i materiali della sezione di ammissione alla turbo-

macchina, da cui la necessità di iniettare una portata di acqua per riportare la temperatura en-

tro i limiti imposti.

Ciclo Combinato Con Accumulo Termico A Sali Fusi Ed Olio Sintetico

101

Figura 6.1 - Schema d'impianto ciclo con accumulo a sali e olio: configurazione 'SERIE'


Sheet 1 1000 07-06-2016 11:40:41 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali e olio\15-15-15\DISEGNO SERIE.tfx

bar C kg/s kJ/kg

AIR CONDENSER

COLD SALTS TANK

HOT SALTS TANK

SH HP 2

SH HP 1

RH 1

RH 2

desup ST MP

desup RHdesup SH

desup ST HP

EVA HP

FUEL HTR (WATER)

FUEL HTR(OIL)

GAS/SALTS HXsGAS/OIL HX

COLD OIL TANK

HOT OIL TANK

ECO HP 3

SH MP

SH LP

ECO HP 2

EVA MP

ECO HP 1 ECO MP

EVA LP

CHP

G1

297182 kW

G2

156389 kW

65

65desup ST HP

49

49desup ST MP

34

34

32

32 fuel htr (oil)

61

61

desup S

H H

P

60

60

desup R

H

52

52

29

29 fuel htr (water)

AIR SOURCE

GE GT-9F.05

AIR SOURCE

AIR SINK

ST HPST MP

ST LP

FUEL SOURCE

LP PUMP

H

C

DEA

HP PUMP

MP PUMP

H

C

Capitolo 6

102

Figura 6.2 - Ciclo combinato con accumulo a sali e olio: configurazione 'PARALLELO'


Sheet 1 2195 06-21-2016 09:42:59 file= C:\Users\luca\Google Drive\Tesi\Thermoflex\ciclo con TES a sali e olio\15-15-20\disegno PARALLELO eng.tfx

bar C kg/s kJ/kg

AIR CONDENSER

SH HP 2

SH HP 1

RH 2

RH 1

GAS/OIL HXGAS/SALTS HXs

HOT OIL TANK

COLD OIL TANK

HOT SALTS TANK

COLD SALTS TANK

SH MP

SH LP

EVA MP

ECO MP

ECO HP

CHP

EVA LP

FUEL HTR(WATER)

FUEL HTR (OIL)

EVA HP

desup SH HPdesup RH

desup ST HP

desup ST MP

G1

91292 kW

G2

0 kW

81

81desup ST MP

68

68

co

ld o

il tan

k

67

67 fuel htr

39

39desup ST HP

61

61desup SH HP

60

60

de

su

p R

H

52

52 dea

29

29 dea

AIR SOURCE

GE GT-9F.05

AIR SOURCE

AIR SINK

ST HPST MP

ST LP

FUEL SOURCE

LP PUMP

H

C

DEA

HP PUMP

MP PUMP

H

C


103

Parametri di progetto 6.2

Le seguenti assunzioni sono utilizzate per il dimensionamento di entrambe le configura-

zioni d’impianto:

- l’olio sintetico impiegato è il Therminol 66, la cui massima e minima temperatura

consentita sono rispettivamente di 343°C e -1,1°C [42]. Tale olio consente di mi-

nimizzare i costi di acquisto della miscela, in quanto la sua temperatura massima è

di poco al di sopra della più alta temperatura operativa in cui l’olio viene a trovarsi

all’interno del circuito. La scelta di un’altra tipologia di olio avente una massima

temperatura più alta non avrebbe apportato benefici di carattere termodinamico

all’impianto, bensì solo maggior costi di capitale iniziale e superiori costi operativi

per la sostituzione periodica della miscela

- perdite di carico complessivamente subite dai fumi nell’attraversamento della cal-

daia a recupero di 4 kPa, valore uguale a quello utilizzato per il dimensionamento

della sezione trasversale dell’HRSG del ciclo con accumulo a soli sali fusi, superio-

re invece ai 3,5 kPa supposti per il ciclo convenzionale di riferimento. Rispetto

all’impianto con accumulo a sali fusi, sarà necessario aumentare ulteriormente

l’aria frontale della caldaia (rispetto alla direzione principale dei fumi) per ottenere

il risultato desiderato: a parità di sezione trasversale, l’introduzione dello scambia-

tore fumi/olio determinerebbe un aumento eccessivo del numero di file di tubi

presenti nell’HRSG, tale da incrementare in maniera sensibile la pressione allo sca-

rico della turbina a gas, che vedrebbe di conseguenza ridurre in modo considere-

vole la potenza prodotta

- T di pinch point nello scambiatore fumi/sali ( Tpp,fumi-sali) di 15°C. Da questo

valore dipende la temperatura dei fumi in uscita dallo scambiatore con i sali, ovve-

ro in ingresso allo scambiatore con l’olio

- T di approach tra olio e gas combusti di 15°C ( Tap, -fumi). Nota la temperatu-

ra dei fumi in ingresso allo scambiatore con l’olio, tale parametro determina la

massima temperatura raggiungibile dall’olio stesso

- T di pinch point negli evaporatori di media e bassa di 5°C. Per gli altri scambia-

tore, dove necessario, si assume un T minimo tra olio e acqua-vapore di 10°C

- la portata di olio che attraversa il circuito in condizioni di progetto è calcolata im-

ponendo una differenza tra la temperatura dei fumi rilasciati a camino e la tempe-

ratura dell’olio in uscita dal preriscaldatore del condensato ( Tcamino, -fumi) di

15°C, in modo da ottenere una temperatura dei fumi allo scarico in ambiente circa

uguale a quella dell’impianto di riferimento. Variando la portata di olio è possibile

modificare tale parametro

- le turbine a vapore sono progettate per valore del parametro ‘sizing flow/design

point flow’ di 1,25

I bilanci sul sistema sono inoltre risolti sotto le seguenti ipotesi:

Capitolo 6

104

- nello schema d’impianto ‘SERIE’, la ripartizione dei flussi di olio tra i due rami del pa-

rallelo tra economizzatore di media e primo economizzatore di alta è effettuata in mo-

do da ottenere una identica temperatura dell’olio in uscita dagli stessi

- nello schema d’impianto ‘PARALLELO’, la distribuzione dei flussi di olio tra i due

rami del parallelo viene realizzata nel seguente modo: la portata che attraversa

l’economizzatore di alta pressione è la minima necessaria per garantire il grado di sub-

cooling desiderato di 5 C dell’acqua in uscita dallo scambiatore rispetto alla temperatu-

ra di evaporazione. Da un lato, questa soluzione consente di non penalizzare la produ-

zione di vapore di alta pressione: una eventuale riduzione della temperatura dell’acqua

in ingresso all’evaporatore (ovvero una riduzione della sua entalpia) determinerebbe,

infatti, una minor potenza termica a disposizione per la fase di evaporazione, e quindi

la generazione di una più piccola portata di vapore di alta pressione, a pari T di pinch

point tra acqua e sali. Dall’altro, questa distribuzione dei flussi tra le due linee del pa-

rallelo consente di massimizzare la produzione del vapore di media. A differenza del

parallelo del circuito dei sali, non vi sono vincoli sulle temperature dell’olio in uscita

dai due rami, che risulteranno quindi essere differenti. Le due portate vengono poi mi-

scelate isobaricamente prima di essere immesse nell’evaporatore di bassa pressione

- il dimensionamento dei serbatoi di accumulo dell’olio viene realizzato con le stesse as-

sunzioni fatte per il progetto dei serbatoi dei sali in relazione al rapporto h/d, pari a

0,4 e al valore del parametro ‘design-point hours of storage’, uguale a 2 ore. Tuttavia, a

differenza dei sali, la cui bassa tensione di vapore consente di dimensionare il sistema

per un valore di ‘assumed-pressure’ prossimo a quello atmosferico, la più alta volatilità

dell’olio diatermico impone che tutto il circuito sia sufficientemente pressurizzato per

evitare un’eventuale evaporazione della miscela. Per il dimensionamento di entrambi i

serbatoi di accumulo dell’olio si è assunto un valore di ‘assumed-pressure’ di 13 bar,

superiore alla tensione di vapore del Thermonol 66 alla massima temperatura operati-

va, uguale a 12 bar [42].

Risultati del dimensionamento 6.3

Confronto tra lo schema ‘SERIE’ e lo schema ‘PARALLELO’ 6.3.1

Le due configurazioni proposte del circuito dell’olio possono essere confrontate osservando i

diagrammi T-Q relativi allo scambio termico tra olio ed acqua/vapore di Figura 6.3 e Figura

6.4.


105

Figura 6.3 - Diagramma T-Q schema 'SERIE'

Figura 6.4 - Diagramma T-Q schema 'PARALLELO'

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 50000 100000 150000 200000

T [°C]

Q [kW]

Diagramma T-Q schema 'SERIE'

CHP EVA LP ECO MP

ECO HP 1 EVA MP ECO HP 2

SH LP SH MP ECO HP 3

0

50

100

150

200

250

300

350

400

0 10000 20000 30000 40000 50000 60000 70000 80000

T [°C]

Q [kW]

Diagramma T-Q schema 'PARALLELO'

OIL RIGHT SIDE ECO MP EVA MPSH LP SH MP OIL LEFT SIDEECO HP

Capitolo 6

106

Il diagramma T- dello schema ‘SERIE’ ricalca l’andamento del diagramma relativo alla

zona di bassa temperatura dell’HRSG del ciclo di riferimento. Invece, il diagramma T-Q dello

schema ‘PARALLELO’ risulta avere un andamento differente dal classico diagramma T-Q di

un parallelo. Questo perché la particolare modalità di gestione del parallelo adottata – volta ad

ottimizzare la potenza prodotta ovvero il rendimento della centrale – non impone alcun tipo

di vincolo sulle temperature di uscita dell’olio dai due rami del parallelo, che risultano quindi

essere differenti. È evidente come l’economizzatore di alta pressione, presente sul ramo sini-

stro del parallelo, scambi una potenza termica maggiore rispetto alla somma delle potenza

termiche scambiate dai vari componenti presenti sul ramo destro del parallelo. La Tabella 4.4

riporta le principali variabili di merito e le performance generali di progetto delle due soluzioni

d’impianto.

Tabella 6.1 - Risultati di progetto ciclo con accumulo e confronto con riferimento

CICLO COMBINATO con

ACCUMULO a SALI e OLIO Schema ‘SERIE’ Schema ‘PARALLELO’

Tvap ST HP ( C) 578 578

Tvap ST MP ( C) 578 578

Tvap ST LP ( C) 309,7 310,2

peva HP (bar) 130,94 130,94

peva MP (bar) 27,56 27,58

peva LP (bar) 4,191 4,155

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 85,2 85,49

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 99,1 99,17

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 107,5 107,4

Tgas stack exit ( C) 93,95 93,93

Design Net Power (MW) 443,511 443,782

Design Net Electric Efficiency (%) 57,55 57,59

Se confrontate secondo un ottica di primo principio, date le assunzioni effettuate per il

dimensionamento dei relativi componenti, le due configurazioni del circuito dell’olio consen-

tono di ottenere prestazioni genarli d’impianto grossomodo corrispondenti. La disposizione

degli scambiatori olio/acqua-vapore tipica dello schema ‘PARALLELO’ permette di raggiun-

gere un rendimento elettrico netto solo di poco superiore rispetto allo schema ‘SERIE’. Il pic-

colo aumento dell’efficienza di progetto della centrale che adotta lo schema ‘PARALLELO’

può essere imputato ad una portata di alta e media pressione e ad una temperatura del vapore

in ingresso alla sezione di bassa pressione leggermente più alte. Avendo verificato che le due

configurazioni proposte hanno un impatto pressoché uguale sui costi d’investimento, si ritiene

che la configurazione dello schema ‘PARALLELO’ sia quella più ragionevole per la caratteriz-

zazione del circuito dell’olio.


107

Confronto al variare dei ΔT caratteristici dell’HRSG 6.3.2

Relativamente allo schema ‘PARALLELO’, si vuole ora verificare l’effetto di una variazione

dei ΔT caratteristici degli scambiatori fumi/sali e fumi/olio sul dimensionamento della caldaia

a recupero e sulle performance generali di progetto della centrale. Si prendono in considera-

zione tre possibili soluzioni – definite A, B e C – i cui input sono riassunti in Tabella 6.2.

Tabella 6.2 - Assunzioni effettuate sui ΔT caratteristici dell’HRSG

CICLO COMBINATO con

ACCUMULO a SALI e OLIO A B C

Tpp,fumi sali 15 15 20

Tap, fumi 15 15 15

Tcamino, fumi 15 20 20

I risultati ottenuti relativamente ai parametri di merito sono mostrati in Tabella 6.3

Tabella 6.3 - Risultati al variare dei ΔT caratteristici della caldaia

CONDIZIONI di PROGETTO CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con

ACCUMULO a SALI e OLIO

A B C

Gas path frontal area (m2) 193,9 249,4 239,1 238,4

HRSG total outside area (m2) 247.488 552.072 476.537 481.093

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,82 85,49 85,64 83,41

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 98,25 99,17 98,64 98,61

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 107,8 106,4 106,9

msalts ( kg s⁄ ) - 584,9 584,9 575,4

moil ( kg s⁄ ) - 322 316 315,4

Thot oil ( C) - 336,6 336,6 341,6

Tcold oil ( C) - 78,52 77,88 77,28

Stack gas exit temperature ( C) 93,64 93,93 98,29 97,45

Salts: Hot Tank Total volume (m3) - 2.708 2.708 2.664

Salts: Cold Tank Total volume (m3) - 2.471 2.471 2.431

Oil: Hot Tank Total volume (m3) - 3.278 3.217 3.229

Oil: Cold Tank Total volume (m3) - 2.630 2.580 2.574

Design Net Power (MW) 448,362 443,782 443,006 442,432

Design Net Electric Efficiency (%) 58,2 57,59 57,49 57,41

In un primo momento, si confrontano le soluzioni A e B, che differiscono unicamente per

la differenza di temperatura tra i gas combusti in uscita al camino e l’olio in ingresso alla cal-

daia a recupero, differenza più ampia nel secondo caso. A parità di dimensioni e prestazioni

della sezione del circuito dei sali fusi, un aumento del Tcamino, -fumi determina un restringi-

Capitolo 6

108

mento delle dimensioni dello scambiatore fumi/olio, che comporta una riduzione della sezio-

ne trasversale della caldaia (per mantenere la perdita di carico complessiva a 4 kPa) ed in gene-

rale una contrazione dell’estensione della superficie di scambio totale. Essendo inferiore la

portata di olio che attraversa il circuito, si riduce la produzione di vapore di media e bassa

pressione, così come le dimensioni dei serbatoi di accumulo. A fronte di una generale restri-

zione delle geometrie dei componenti del circuito dell’olio, si ottiene una peggioramento

dell’efficienza di recupero dell’energia contenuta nei gas di scarico della turbina ed un decre-

mento della potenza netta di progetto generata dal ciclo combinato e, di conseguenza, del ren-

dimento elettrico netto.

Si mettono ora a confronto le soluzioni B e C, che si differenziano per un diverso valore

del Tpp,fumi-sali, più grande nell’ultimo caso. Aumentando il T di pinch point nello scambia-

tore fumi/sali, diminuisce la portata di sali generata; ne deriva una riduzione della portata di

vapore entrante nel gruppo di alta pressione ed una diminuzione delle dimensioni dei serbatoi

di stoccaggio dei sali. Dal momento che aumenta la temperatura dei gas combusti in uscita

dallo scambiatore con i sali (ovvero in ingresso allo scambiatore con l’olio) e che viene mante-

nuto un ugual valore per il ΔT di approach tra olio e fumi, si innalza di conseguenza la massi-

ma temperatura operativa dell’olio (Tmax,oil). È interessante notare che, nonostante una ridu-

zione della superficie dello scambiatore fumi/sali, la più elevata temperatura raggiunta dell’olio

porta ad un incremento delle dimensioni dello scambiatore fumi/olio, per cui al netto ne deri-

va un accrescimento dell’area di scambio complessiva della caldaia a recupero. Relativamente

alle perdite di carico, l’aumento del Tpp,fumi-sali consente una leggera diminuzione della sezio-

ne trasversale della caldaia a recupero per ottenere la pressione voluta allo scarico della turbina

a gas: il rimpicciolimento dello scambiatore fumi/sali ha un peso maggiore rispetto

all’aumento dell’ingombro dello scambiatore fumi/olio. In sintesi, si può concludere che le

soluzioni B e C comportano una caldaia a recupero all'incirca delle stesse dimensioni comples-

sive, mentre si osserva un vantaggio della soluzione B in termini di rendimento elettrico netto.

Rispetto al ciclo convenzionale, per i tre casi A, B e C si rileva un forte incremento

dell’area di scambio messa a disposizione dalla caldaia a recupero ed un deciso calo

dell’efficienza elettrica netta delle centrali. Tale diminuzione risulta essere ancor più grande di

quella che si ha nel ciclo combinato il cui sistema di accumulo termico utilizza solo i sali fusi.

Funzionamento fuori progetto 6.4

In modo analogo allo studio compiuto sul comportamento fuori progetto del ciclo combinato

con accumulo termico a soli sali fusi, pure per l’impianto che dispone anche del sistema di ac-

cumulo ad olio sintetico si intende approfondire il funzionamento in condizioni di off-design,

con il fine di mettere in evidenza come tali sistemi di accumulo siano in grado di assicurare

una miglior flessibilità operativa alle centrali.

Comuni a tutte le modalità di funzionamento fuori progetto sono le seguenti strategie di

gestione:


109

- il parallelo del circuito dei sali è gestito in modo da ottenere una uguale temperatu-

ra della miscela in uscita dai due rami ed entrante nell’evaporatore di alta pressione

- il parallelo del circuito dell’olio è gestito conservando, ai carichi parziali, le stesse

proporzioni di ripartizione della portata in ingresso calcolate in fase di design

Esercizio in condizioni di carico nominale continuo 6.4.1

In esercizio a carico nominale continuo, l’impianto è in grado di funzionare con continuità per

un numero illimitato di ore. Tali condizioni si realizzano adoperando dei bypass dei serbatoi di

accumulo ed imponendo che le portate che transitano nel circuito dei sali ed in quello dell’olio

siano determinate rispettivamente dall’evaporatore di alta pressione e dall’evaporatore di bassa

pressione; queste portate sono poste uguali al 100% della portata di fluido che attraversa i tubi

dei componenti nelle condizioni di progetto. Inoltre, la portata di acqua prelevata dalla manda-

ta dell’economizzatore di media pressione è opportunamente regolata per far sì che il combu-

stibile in ingresso alla turbina a gas raggiunga la temperatura di progetto di 200°C.

La Tabella 6.4 riassume i risultati ottenuti in merito alle tre soluzioni d’impianto proposte.

Tabella 6.4 - Accumulo a sali e olio: risultati esercizio a carico nominale continuo

ESERCIZIO a CARICO

NOMINALE CONTINUO

CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con


A B C

msalts ( kg s⁄ ) - 584,9 584,9 575,4

Thot salts( C) - 590,2 590,2 590,2

Tcold salts( C) - 322,5 322,5 322,5

moil ( kg s⁄ ) - 322 316 315,4

Thot oil( C) - 325,1 325 330,2

Tcold oil( C) - 76,1 75,5 75

peva HP (bar) 135,6 107,8 107,7 107,8

peva MP (bar) 27,6 22,82 22,82 22,83

peva LP (bar) 4,062 3,357 3,399 3,365

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 86,64 86,76 84,56

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 98,25 100,1 99,57 99,52

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 107,5 106,5 107

Tvap ST HP ( C) 600 577 576,9 576,9

Tvap ST MP ( C) 600 575,3 575,5 575,5

Tvap ST LP ( C) 325,1 307,7 307,8 308

pcond

(bar) 0,0989 0,1 0,1 0,1



Net Electric Efficiency (%) 58,21 57,4 57,3 57,22

Capitolo 6

110

L’aver dimensionato le turbine a vapore con aree degli ugelli più grandi rispetto a quanto

richiesto dalle portate generate nella caldaia a recupero in condizioni di progetto porta ad un

abbassamento dei livelli di pressione quando la turbina è esercita al 100% del carico nominale

e non è in atto alcuna fase di scarica o carica dei serbatoi. Infatti, essendo le turbine a vapore

gestite in ‘sliding-pressure’, poiché la portata in ingresso in condizioni nominali è inferiore al

125% della portata risultante dalla risoluzione dei bilanci sulla caldaia in fase di design, le pres-

sioni in ammissione si riducono (rispetto al valori stabiliti in fase di progetto) in maniera pro-

porzionale, per rispettare la curva caratteristica della turbina. Tenendo anche in considerazione

le più basse temperature del vapore entrante in turbina rispetto a quelle del ciclo combinato

convenzionale di riferimento, ne deriva, nel complesso, un peggioramento delle prestazioni

d’impianto durante l’esercizio in condizioni nominali in termini di potenza netta prodotta e di

efficienza di conversione.

Analizzando le centrali da un punto di vista puramente energetico, l’impianto con accu-

mulo a sali ed olio che massimizza la potenza netta prodotta in condizioni nominali è quello la

cui caldaia a recupero è stata dimensionata con i più piccoli T (soluzione A). Mettendo a

confronto questo caso con il ciclo tradizionale di riferimento, si osserva una diminuzione di

circa 0,8 punti percentuali del rendimento elettrico netto. Tale calo delle prestazioni risulta es-

sere ancor più marcato rispetto a quello caratteristico del ciclo con accumulo a soli sali fusi e

T di pinch point nello scambiatore fumi/sali di 15 C, per il quale l’efficienza netta di conver-

sione in condizioni di carico nominale continuo è pari a 57,58%, equivalente quindi ad una

riduzione di 0,6 punti percentuali.

Esercizio al minimo tecnico 6.4.2

La strategia di gestione al minimo tecnico degli impianti con accumulo a sali ed olio è analoga

a quella già adottata per il ciclo con accumulo a soli sali fusi: una valvola di laminazione posta

in ammissione alla turbina di alta pressione, imponendo la pressione di 50 bar nella sua sezio-

ne di inlet, disaccoppia fluidodinamicamente l’isola di potenza dalle pressioni che si realizzano

nelle linee del ciclo a vapore, vincolate al rispetto delle curve caratteristiche dei gruppi di tur-

bina nelle sezioni di immissione del vapore. La portata di sali estratta dal serbatoio caldo è in-

dividuata in modo tale che la portata di vapore in ingresso alla turbina di alta pressione sia il

10% del valore definito in sede di progetto. Al minimo tecnico, la potenza netta prodotta è

ottimizzata in funzione della portata volumetrica dell’aria di raffreddamento del condensatore.

A questi accorgimenti, nell’impianto con accumulo a sali ed olio, si aggiungono le seguenti

regolazioni:

- la portata di olio uscente dal serbatoio freddo ed inviato allo scambiatore con i gas

combusti è calcolata in modo da tenere costante la differenza di temperatura di

approach tra olio e fumi ( Tap, -fumi) a 15°C

- la portata di olio estratta dal serbatoio di alta temperatura è opportunamente rego-

lata in modo tale che la portata di vapore nella sezione di ammissione alla turbina

di bassa pressione sia pari al 15% della portata di progetto


111

La Tabella 6.5 descrive i risultati ottenuti dalle simulazioni al minimo tecnico.

Tabella 6.5 - Risultati esercizio al minimo tecnico ciclo con accumulo a sali e olio

ESERCIZIO al MINIMO

TECNICO

CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con


A B C

msalts inlet hot tank( kg s⁄ ) - 326 326,1 321,7

msalts outlet hot tank( kg s⁄ ) - 69,02 69,02 68,47

Thot tank( C) - 593 593 593

Tcold tank( C) - 266 266 265,8

moil inlet hot tank( kg s⁄ ) - 208,4 204,8 204,1

moil outlet hot tank( kg s⁄ ) - 64,4 60,99 60,56

Thot tank( C) - 266 266,5 271,4

Tcold tank( C) - 55,25 55,5 56,9

peva HP (bar) 82,17 50,03 50,03 50,03

peva MP (bar) 16,33 2,648 2,788 3,086

peva LP (bar) 2,417 0,7665 0,7516 0,6611

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 51,78 8,53 8,52 8,34

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 57,69 12,3 12,41 12,78

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 62,62 16,56 15,99 16,28

Tvap ST HP ( C) 600 578 578 578

Tvap ST MP ( C) 600 578 578 578

Tvap ST LP ( C) 324,8 313,3 313,3 313,6

pcond

(bar) 0,0528 0,0273 0,027 0,027


Minimum Load Net Power (MW) 182,083 104,944 104,779 104,903


Minimum/Nominal Net Power (%) 40,6 23,72 23,73 23,79

Al minimo tecnico, il comportamento del sistema di accumulo termico a sali fusi non va-

ria rispetto alla dinamica già descritta in relazione all’impianto che utilizza solamente tale si-

stema come strumento di flessibilizzazione: solo una frazione della portata di sali immessa nel

serbatoio caldo è prelevata ed inviata all’evaporatore di alta pressione, per cui si riduce la por-

tata di vapore generata nello scambiatore e mandata in turbina; con il procedere del tempo si

osserva un progressivo innalzamento del livello del serbatoio caldo man mano che i sali fusi

vengono stoccati. In modo analogo, non tutta la potenza termica sottratta ai fumi dall’olio nel-

la caldaia a recupero viene trasferita all’acqua/vapore: una quota parte dell’energia ottenuta dal

raffreddamento dei gas combusti è immagazzinata sotto forma di olio caldo nel serbatoio ad

alta temperatura. Ne consegue una riduzione della portata di vapore generata negli evaporatori

Capitolo 6

112

di media e bassa pressione, con conseguente abbassamento della potenza netta prodotta

dall’assembly delle turbine a vapore.

La riduzione della portata di vapore circolante nel ramo di risurricaldamento fa sì che la

potenza termica ceduta dai sali al vapore sia tale da portare il vapore stesso in uscita dalla linea

ad un valore di temperatura superiore rispetto al massimo consentito per i materiali in ammis-

sione al gruppo di turbina di media pressione. Da ciò scaturisce la necessità di iniettare nel

flusso, prima che il vapore entri in turbina, una portata di acqua – prelevata dalla mandata del-

la pompa di media pressione – che garantisca l’attemperamento richiesto per rispettare il limite

sulla temperatura dei materiali. Per tutte e tre le soluzioni d’impianto proposte, il processo di

ottimizzazione della potenza prodotta al minimo tecnico porta ad un valore ottimo della velo-

cità dell’aria di raffreddamento al condensatore pari al 58% del valore nominale.

Sfruttando le fasi di carica dei due sistemi di accumulo è dunque possibile ottenere una si-

gnificativa riduzione della potenza elettrica netta prodotta al minimo tecnico rispetto al caso di

riferimento. Questa riduzione è superiore rispetto a quella garantita dal ciclo combinato con

accumulo a soli sali fusi. Infatti, con riferimento all’impianto progettato con un Tpp di 15°C

nello scambiatore fumi/sali, la potenza prodotta al minimo tecnico dal ciclo con accumulo a

sali è pari al 26,85% della potenza nominale del ciclo convenzionale. Il sistema con accumulo

permette quindi una riduzione del minimo tecnico di 13,75 punti percentuali. Invece, pren-

dendo in considerazione la soluzione A del ciclo combinato con accumulo a sali ed olio, la po-

tenza generata in condizioni di minimo tecnico è il 23,73% della potenza elettrica netta nomi-

nale dell’impianto di riferimento: la riduzione del minimo tecnico è quindi di 16,87 punti per-

centuali.

Dalle simulazioni risulta che, con le ipotesi adottate, i due sistemi di accumulo siano carat-

terizzati da un tempo totale di scarica in pratica coincidente.

Esercizio in ‘extra-power’ 6.4.3

Le modalità di gestione della centrale con accumulo a sali ed olio in condizioni di ‘extra-

power’ sono analoghe a quelle già impiegate per la centrale con accumulo a soli sali fusi. In

particolare, si ricorda che la portata di sali che attraversa l’evaporatore di alta pressione è op-

portunamente regolata per ottenere un valore di pressione in ammissione alla turbina di alta di

130 bar, ovvero un valore pari a quello di design.

In aggiunta, è necessario delineare le caratteristiche di gestione del circuito dell’olio nel

funzionamento in ‘extra-power’. In tali condizioni di esercizio, la portata di olio che, prelevata

dal serbatoio caldo, è inviata all’evaporatore di bassa pressione è opportunamente regolata in

modo tale che la durata della fase di scarica dell’accumulo, rapportata al tempo della fase di

carica (risultante dall’esercizio in condizioni di minimo tecnico), fornisca lo stesso valore del

parametro ‘Max/Min Run Time’ caratteristico del sistema di accumulo dei sali. Per un corretto

funzionamento del sistema è infatti necessaria un’adeguata coordinazione tra i due sistemi di

accumulo che garantisca all’impianto di essere esercito in maniera continua. Si ipotizza, inoltre,

che il livello iniziale del serbatoio caldo dell’olio sia pari al 100% e che l’olio in esso contenuto


113

inizialmente e l’olio immesso durante il funzionamento abbiano una temperatura tale da garan-

tire un approach con i fumi ( Tap, -fumi) di 15°C.

La Tabella 6.6 riporta i parametri di maggior interesse e le prestazioni degli impianti in

funzionamento in ‘extra-power’.

Tabella 6.6 - Ciclo con accumulo a sali e olio: risultati dell'esercizio di 'extra-power'

ESERCIZIO in

‘EXTRA-POWER’

CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con


A B C

msalts inlet hot tank( kg s⁄ ) - 586,3 586,4 576,9

msalts outlet hot tank( kg s⁄ ) - 721,2 731,1 721

Thot tank( C) - 593 593 593

Tcold tank( C) - 338,8 339 339,1

moil inlet hot tank( kg s⁄ ) - 319,7 315,6 316,3

moil outlet hot tank( kg s⁄ ) - 394,4 393,4 393,6

Thot tank( C) - 339 338,5 343

Tcold tank( C) - 84,74 84,95 84,49

peva HP (bar) 135,6 131,4 131,4 131,4

peva MP (bar) 27,6 27,76 28,32 28,3

peva LP (bar) 4,062 4,242 4,392 4,337

mvap ST HP ( kg s⁄ ) 86,62 106,7 106,8 104

mvap ST MP ( kg s⁄ ) 96,25 122,3 123,6 123,5

mvap ST LP ( kg s⁄ ) 105,8 132,9 133,8 134,6

Tvap ST HP ( C) 600 573,4 573,7 573,8

Tvap ST MP ( C) 600 575,3 575,6 575,7

Tvap ST LP ( C) 325,1 309,1 309,3 309,8

pcond

(bar) 0,0989 0,1425 0,1467 0,1473


Maximum Load Net Power (MW) 448,474 473,438 474,121 474,358


Maximum/Nominal Net Power (%) 100 107,18 107,37 107,56

L’energia accumulata durante le ore di funzionamento al minimo tecnico può essere usata

per ottenere un’aggiunta di potenza da sfruttare nelle ore in cui è massimo il prezzo

dell’energia elettrica. In tali condizioni di esercizio, così come la portata di sali estratta dal ser-

batoio caldo è maggiore di quella entrante, anche la portata di olio prelevata dal serbatoio di

alta temperatura è superiore rispetto a quella immessa. Si assiste, di conseguenza, ad un au-

mento della potenza termica messa a disposizione dal sistema per la generazione del vapore sia

Capitolo 6

114

di alta sia di media e bassa pressione, e ad un graduale riempimento dei serbatoi freddi, ini-

zialmente vuoti. Essendo accresciuta la portata elaborata dall’assembly della turbina a vapore, è

conseguentemente aumentata la potenza prodotta dal gruppo. Il doppio sistema di accumulo

termico a sali ed olio consente di ottenere una potenza massima più alta rispetto alla massima

potenza del ciclo combinato di riferimento (coincidente con la potenza nominale). In termini

assoluti, in condizioni di ‘extra-power’, l’integrazione dei sistemi di accumulo a sali fusi ed olio

sintetico garantisce una variazione positiva della potenza prodotta di circa 25 MWel, corri-

spondenti ad un incremento percentuale di circa 5,6 punti. Tali valori sono, in realtà, solo di

poco superiori rispetto a quelli ottenuti per il ciclo combinato con accumulo a soli sali fusi, che

fornisce un incremento medio di circa 21 MWel rispetto all’impianto di riferimento.

La Tabella 6.7 mostra la durata delle fasi di scarica e carica dei sistemi di accumulo ed il lo-

ro rapporto caratteristico.

Tabella 6.7 - Tempi caratteristici dei sistemi di accumulo a sali e olio

SISTEMA di

ACCUMULO

CICLO COMBINATO con


A B C

Min Load Run time (h) 5,00 5,00 4,90

Max Load Run time (h) 9,54 8,89 8,79

Max/Min Load Run time ( ) 1,905 1,7760 1,7950

Rispetto al ciclo con accumulo a soli sali fusi si assiste ad un allungamento dei tempi di

scarica dei serbatoi di accumulo, a parità di tempo di carica; aumenta, di conseguenza, il para-

metro ‘Max/Min Load Run time’.

Annullamento della potenza prodotta dalla turbina a vapore 6.4.4

Sia nel ciclo combinato convenzionale che nel ciclo combinato con accumulo termico a soli

sali fusi, il funzionamento della turbina a gas è strettamente vincolato al funzionamento della

turbina a vapore. Non è infatti permesso l’esercizio del turbogas senza evitare la generazione

di vapore nella caldaia a recupero e la sua conseguente espansione in turbina: non vi è la pos-

sibilità di disaccoppiare le due tecnologie di produzione di elettricità. Il ciclo combinato con

accumulo a sali ed olio, invece, si caratterizza per il fatto che i gas caldi in uscita dalla turbina a

gas non vengono utilizzati per la produzione diretta di vapore: nella caldaia a recupero il calore

sottratto ai fumi viene utilizzato per riscaldare i sali (nella sezione di alta temperatura) e l’olio

sintetico (nella sezione di bassa temperatura). Tali fluidi vengono solo successivamente utiliz-

zati per la generazione del vapore. La possibilità di immagazzinare i sali fusi e l’olio negli appo-

siti serbatoi garantisce che, per un certo periodo di tempo, la turbina a vapore possa non esse-

re operativa, mentre la turbina a gas possa continuare il suo normale funzionamento. In que-

sto modo viene quindi annullata la produzione elettrica della turbina a vapore: la minima po-

tenza generabile dalla centrale può essere così ulteriormente ridotta.


115

Le simulazioni del comportamento dell’impianto in tali condizioni di esercizio, definite

‘NO-Steam Turbine conditions’ assumono che:

- la turbina a gas lavori al minimo tecnico, pari al 30% del carico nominale

- non vi sia circolazione di sali o olio nei rami dei relativi circuiti che vanno dal ser-

batoio caldo a quello freddo

- il preriscaldamento del combustibile sia effettuato ad opera dell’olio caldo che,

prelevato dal serbatoio di alta temperatura, viene poi reimmesso nel serbatoio

freddo. La portata necessaria è calcolata imponendo che la temperatura finale del

gas naturale coincida con la temperatura del combustibile in uscita dallo scambia-

tore quando l’impianto lavora al minimo tecnico ed il preriscaldo è effettuato con

acqua

- i livelli dei serbatoi freddi di sali ed olio siano inizialmente pari al 100%, mentre i

serbatoi caldi siano completamente vuoti

- le temperature iniziali dei fluidi presenti nei serbatoi freddi siano uguali alle tempe-

rature che gli stessi hanno nella condizione iniziale di funzionamento al minimo

tecnico

- i sali siano scaldati fino alla massima temperatura per essi consentita, pari a 593°C;

la temperatura dell’olio accumulato nel serbatoio caldo sia determinata imponendo

un Tap, -fumi di 15°C

Le simulazioni terminano quando il primo tra il serbatoio freddo dei sali e quello dell’olio

viene completamente svuotato. Il parametro ‘NO-ST Run Time’ rappresenta quindi il tempo

(in ore) durante le quali l’impianto è in grado di funzionare con continuità sotto le ipotesi ef-

fettuate. La Tabella 6.8 riporta i risultati ottenuti.

Tabella 6.8 - Risultati dell'esercizio in 'NO-ST conditions’

‘NO-ST’ ONDITIONS

CICLO COMBINATO con


A B C

NO ST Load Net Power (MW) 89,529 89,541 89,549

Nominal Net Power (MW) 442,390 441,632 440,997

NO ST /Nominal Net Power (%) 20,23 20,27 20,30

NO ST Run Time (h) 3,50 3,52 3,50

Capitolo 6

116

Capitolo 7

Analisi Economica Comparativa

Dopo aver illustrato le peculiarità e dettagliato le specifiche tecniche dell’innovativa centrale di

produzione elettrica proposta in questo lavoro di tesi – centrale che integra un sistema di ac-

cumulo termico in un ciclo combinato a gas – ed averne analizzato a fondo il funzionamento

al variare delle condizioni operative, mettendo in risalto analogie e differenze rispetto al ciclo

combinato convenzionale di riferimento, si intende ora confrontare le due tipologie di impian-

to da un punto di vista economico. Sia per la centrale con accumulo termico a soli sali fusi, sia

per la centrale dotata anche del sistema di accumulo ad olio sintetico, l’analisi si articola nelle

seguenti due fasi.

In primo luogo, si paragonano i costi di capitale necessari a sostenere i relativi investimen-

ti iniziali. L’onere complessivo viene ripartito tra i differenti componenti che costituiscono le

centrali, in modo da mettere in risalto le voci di costo che maggiormente influiscono sulla spe-

sa iniziale. In particolar modo, relativamente al ciclo combinato con sistema di accumulo ter-

mico a sali fusi, si evidenzia come la variazione del ΔT di pinch point dello scambiatore fu-

mi/sali incida sensibilmente sui costi d’impianto.

In secondo luogo, si propone un’analisi economica differenziale che prenda in considera-

zione il funzionamento annuo degli impianti, ovvero le differenti modalità di esercizio in cui

questi si trovano ad essere gestiti durante il corso dell’anno. Per valutare il ritorno economico

e dunque la fattibilità degli investimenti, il ciclo combinato convenzionale ed i cicli con accu-

mulo termico sono confrontati in funzione del numero di ore di funzionamento annuo com-

plessivo – di cui una quota parte in esercizio in condizioni nominali, una parte al minimo tec-

nico ed una parte in ‘extra-power’ – ed al variare di alcuni parametri come il costo dell’energia

elettrica, il costo del combustibile, il costo d’investimento iniziale.

Analisi dei costi di investimento 7.1

L’analisi economica comparativa tra il ciclo combinato convenzionale di riferimento ed il ciclo

combinato con sistema di accumulo termico inizia da un confronto sull’entità

dell’investimento da sostenersi per realizzare gli impianti oggetto di studio.

Capitolo 7

118

Assunzioni per il calcolo dei costi di capitale 7.1.1

Vengono di seguito analizzate le differenti voci che compongono l’esborso iniziale complessi-

vamente necessario per l’installazione e la messa in esercizio di una centrale elettrica, e vengo-

no riportate le assunzioni effettuate per la stima di alcune categorie di costo. Tali ipotesi sono

applicate ad entrambe le tipologie di ciclo combinato.

- Equipment Costs: costi legati all’acquisto dei singoli componenti che costituiscono la

centrale, comprensivi dei loro eventuali sottosistemi e di ausiliari annessi. Tali costi so-

no stimati da Thermoflex 25®. Per i cicli combinati con sistema di accumulo termico,

ai costi dell’equipment è necessario aggiungere anche la spesa associata all’acquisto dei

sali. Tale voce di costo è stimata ipotizzando un costo specifico di 0,5 €/kg [26] e con-

siderando che la massa iniziale di sali di cui rifornirsi coincida con la massima quantità

di sali che il serbatoio caldo è in grado di immagazzinare, ovvero con la massa per cui

è stato realizzato il dimensionamento della capacità stessa. Si ricorda che il serbatoio

ad alta temperatura completamente riempito rappresenta la condizione limite di fun-

zionamento al minimo tecnico. In tali condizioni di esercizio, il serbatoio freddo è

vuoto, mentre una certa quantità di sali sarà presente nelle tubazioni del circuito. Tut-

tavia, al fine di valutare i costi associati all’acquisto dei sali, non avendone a disposizio-

ne una stima precisa, si è deciso di trascurare questa quantità, in quanto si ritiene che la

massa presente nei tubi rappresenti solo una piccola frazione dei sali stoccati nel serba-

toio caldo quando il suo livello di riempimento è pari al 100%. La somma tutti i costi

legati all’approvvigionamento dei diversi componenti funzionali all’esercizio del siste-

ma ed al loro trasporto sul luogo dove è situato l’impianto prende il nome di ‘Total

Equipment Cost’ (TEC)

- Installation Costs: costi associati all’installazione dei singoli componenti e alla loro

integrazione all’interno del sistema nel suo complesso; fanno ad esempio parte di que-

sta categoria i costi per tubazioni e valvole, opere civili, strumentazioni, apparecchiatu-

re elettroniche di controllo. La stima di tali costi è fornita da Thermoflex 25®

- Total Direct Plant Cost: è ottenuto dalla somma del ‘Total Equipment Cost’ e degli

‘Installation Costs’

- Indirect Costs: costi non strettamente connessi alla costruzione dell’impianto di pro-

duzione in sé ma comunque allocabili alla centrale, come ad esempio costi d’ingegneria

o di consulenza, costi associati a strutture di servizio o legati alla riqualificazione della

zona in cui si trova la centrale. Si ipotizza che i costi indiretti siano pari al 14% dei co-

sti diretti totali (Total Direct Plant Cost)

- Engineering, Procurement & Construction (EPC): è la somma dei costi diretti e di

quelli indiretti, ovvero dei ‘Total Direct Plant Cost’ e degli ‘Indirect Costs’

- Owner’s osts: costi legati all’acquisizione delle licenze e dei permessi necessari ad

avviare l’attività, costi legati all’acquisto del terreno ed alla connessione alla rete. Sono

inoltre compresi in tale voce di costo le spese sostenute per la progettazione e per il

commissioning e la forza lavoro impiegata durante la costruzione. Si ipotizza che gli

‘Owner’s Costs’ siano pari al 5% dei costi EPC


119

- Contingency Costs: costi da sostenersi per il verificarsi di eventuali contingency: Si

assume che tali costi siano pari al 10% dei costi EPC

- Total Plant Cost (CAPEX): l’onere complessivo dell’investimento si ottiene dalla

somma dei costi EPC, degli ‘Owner’s Costs’ e dei ‘Contingency Costs’.

Le ipotesi effettuate riguardo alle stime dei costi indiretti, degli ‘owner’s costs’ e dei ‘con-

tingenct costs’ sono in accordo con i valori suggeriti dall’ ‘European Benchmarking Task For-

ce’ (EBTF) [45].

Analisi dei CAPEX: ciclo con accumulo a sali fusi 7.1.2

In Tabella 7.1 sono mostrati i costi stimati da Thermoflex 25® per l’acquisto e l’installazione

dei differenti componenti che compongono l’impianto di riferimento e quelli relativi agli im-

pianti con accumulo a soli sali fusi. La somma dei valori riportati, espressi in Milioni di Euro

(M€), rappresenta quindi il ‘Total Direct Plant Cost’, ovvero il costo complessivo legato

all’approvvigionamento dei materiali e delle attrezzature ed alla messa in esercizio dei sistemi.

Tabella 7.1 - Accumulo a sali: analisi comparativa dei costi diretti. osti in M€

DIRECT COSTS CICLO

CONV.

CICLO CON ACCUMULO

Tpp 5 Tpp 0 Tpp 5

Gas Turbine 60,782 60,782 60,782 60,782

HRSG 35,935 49,079 45,514 43,197

ST assembly 30,909 32,136 32,118 32,094

Deareator 0,587 0,590 0,591 0,591

Pumps 0,970 1,809 1,708 1,658

Air Condenser 20,738 22,095 22,139 22,206

Fuel pre heater 0,217 0,222 0,222 0,222

EVA HP - 1,195 1,143 1,130

SH HP & RH - 2,529 2,533 2,531

Storage Tanks - 1,553 1,535 1,517

Molten Salts - 2,106 2,071 2,037

Total Direct Plant Cost 150,138 174,097 170,357 167,964

In prima analisi si vogliono confrontare i costi relativi al ciclo combinato tradizionale con

quelli del ciclo con accumulo e Tpp=15°C nello scambiatore fimi/sali, essendo questo stato

oggetto di analisi tecnica approfondita. Per questo caso, l’acquisto e la messa in esercizio

dell’impianto con accumulo determina complessivamente una crescita dei ‘Total Direct Plant

Cost’ di circa il 16% rispetto al ciclo base di riferimento. È evidente come tale crescita sia

principalmente dovuta al maggior costo della caldaia a recupero. Su un incremento totale del

costo di centrale di circa 24 M€, l’aumento associato all’HRSG è di circa 13 M€, per cui il peso

dell’aumento del costo della caldaia a recupero sull’incremento complessivo è pari a circa il

55%.

Capitolo 7

120

L’aumento del costo dell’HRSG è strettamente connesso all’introduzione dello scambia-

tore fumi/sali. Il costo totale di questo componente è pari a 24 M€, ed ha quindi una inciden-

za di 49 punti percentuali sul costo complessivo della caldaia a recupero. In particolare, la se-

zione di bassa temperatura ha un costo di 16,3 M€ ed incide dunque per il 63,7% sul costo

totale del componente; di conseguenza, la parte di alta temperatura ha un peso relativo del

36,3% sulla spesa complessiva da sostenersi per l’acquisto e l’installazione dello scambiatore

fumi/sali.

Si osserva inoltre un incremento del costo dell’assembly delle turbine a vapore, diretta

conseguenza dell’aver progettato le sezioni di passaggio con aree più grandi per poter accoglie-

re una maggior portata di vapore, ovvero con un ‘sizing-parameter’ di 1,25. Si nota anche un

aumento del costo del condensatore ad aria: a parità di input termico di combustibile, il minor

rendimento del ciclo a recupero implica una maggior potenza termica da scaricare in ambiente

e, dunque, un condensatore di maggior dimensione e costo.

L’incremento dell’esborso complessivo per l’investimento sul ciclo con accumulo è inoltre

associato ai nuovi componenti introdotti – quali l’evaporatore di alta pressione, i vari scambia-

tori di surriscaldamento, i serbatoi di accumulo – e all’acquisto dei sali. In aggiunta, si ha un

maggior costo degli ausiliari, derivante dall’aver introdotto le pompe del circuito sali. I costi

relativi a questi componenti incidono per il 4,7% sulla spesa totale, ed hanno quindi

un’importanza inferiore rispetto a quella dello scambiatore fumi/sali. Il peso di questi costi

aggiuntivi sull’incremento della spesa complessiva è pari a circa il 34%.

Analizzando i costi di capitale dei cicli combinati con accumulo termico, è evidente come

l’aumento del ΔT di pinch point tra gas combusti e sali fusi abbia un sensibile effetto sul costo

della caldaia a recupero e, di conseguenza, sui costi diretti totali d’impianto. Poiché lo scambia-

tore fumi/sali è il componente preponderante all’interno della caldaia a recupero, una riduzio-

ne delle sue dimensioni ha un effetto positivo sull’abbassamento dei costi d’impianto.

All’aumentare del salto minimo di temperatura tra i due fluidi, la riduzione delle dimensioni

complessive dei banchi di scambio tra fumi e sali determina che la percentuale del suo costo

sul costo totale dell’HRSG scende dal 49% con ΔTpp=15°C al 46% per ΔTpp=20°C e diventa

del 44% con ΔTpp=25°C.

All’aumentare del ΔT di pinch point diminuisce la portata di sali generata. Ciò implica una

leggera ma progressiva riduzione del costo dei serbatoi di accumulo, degli scambiatori sa-

li/acqua-vapore e delle pompe del circuito sali. Si nota, inoltre, una leggero abbassamento del

costo della turbina a vapore: la riduzione della portata di alta pressione ha un effetto prepon-

derante sulla diminuzione dei costi rispetto all’aumento della portata di media e bassa. Si ha,

invece, un piccolo ma costante aumento del costo del condensatore, in quanto aumenta la po-

tenza termica da smaltire.

Prendendo in considerazione i costi diretti del ciclo combinato di riferimento e applicando

le assunzioni per il calcolo dei costi indiretti, degli ‘owner’s cost’ e dei ‘contingency costs’, si

ottiene un ‘Total Plant Cost’ di 196,831 M€. Dividendo il costo totale dell’investimento così

calcolato per la potenza netta di progetto dell’impianto, pari a 448,362 MWel, si ottiene un

costo specifico di 439 €/kWnet. Questo valore risulta essere inferiore ai valori tipicamente ri-


121

scontrati per un ciclo combinato commerciale di taglia similare a quella del modello implemen-

tato. Si ritiene dunque che le stime di Thermoflex 25® relativamente ai costi diretti siano con-

servative, per cui la spesa totale iniziale risulta essere sottostimata. Si è quindi decido di appli-

care un fattore correttivo al ‘Total Direct Plant Cost’, in modo tale che i CAPEX risultanti,

divisi per la potenza nominale netta dell’impianto, consentano di ottenere un costo specifico di

650 €/kWnet. Il fattore correttivo così calcolato per il ciclo combinato convenzionale è poi ap-

plicato anche alla somma dei costi dell’equipment e degli ‘installation costs’ stimati da Ther-

moflex 25® relativamente agli impianti con sistema di accumulo termico. I costi diretti com-

plessivi sono quindi ricavati sommando al valore ottenuto il costo di acquisto dei sali. Per far

fronte alle incertezze introdotte nel calcolo dei costi di investimento, lo studio di fattibilità

dell’investimento prevedrà un’analisi di sensibilità al variare dei costi di capitale intorno al va-

lore inizialmente stimato.

La Tabella 7.2 mostra per il ciclo convenzionale ed il ciclo con accumulo termico a sali fu-

si i costi diretti aumentati del fattore correttivo, i costi indiretti, gli ‘owner’s costs’, i ‘contin-

gency costs’ ed infine il costo totale dell’investimento. I valori sono espressi in Milioni di Euro

(M€). È inoltre riportato il costo specifico alla potenza netta di progetto (€/kWnet).

Tabella 7.2 - Ciclo con accumulo a sali: analisi dei CAPEX

CAPEX CICLO

CONV.

CICLO CON ACCUMULO

Tpp 5 Tpp 0 Tpp 5

Ad usted Total Direct Plant Cost 222,3 256,459 251,241 247,715

Indirect Costs 31,122 35,904 35,173 34,680

EPC Costs 253,422 292,363 286,415 282,295

Owner s Costs 12,671 14,618 14,321 14,120

Contingency Costs 25,342 29,236 28,641 28,239

Total Plant Cost 291,435 336,217 329,377 324,754


Specific Cost (€/kWnet ) 650 755,289 740,664 730,976

Dall’analisi dei costi di capitale è evidente come l’adozione dell’impianto con accumulo

termico si traduca in un aumento della spesa complessiva a fronte di una diminuzione della

potenza di progetto della centrale, con conseguente aumento del costo specifico d’impianto.

All’aumentare del ΔT di pinch point tra gas combusti e sali fusi, la leggera diminuzione della

potenza netta di progetto non è tale da compensare l’elevata riduzione dei costi d’impianto

derivante delle minor dimensioni del banco di scambio tra fumi e sali: ne consegue una rile-

vante riduzione del costo della tecnologia.

Analisi dei CAPEX: ciclo con accumulo a sali fusi ed olio diatermico 7.1.3

La Tabella 7.3 riporta le stime ottenute da Thermoflex 25® per l’acquisto dei materiali e

l’installazione dei diversi componenti che costituiscono gli impianti dotati di entrambi i sistemi

di accumulo termico, a sali fusi ed olio sintetico. Per la definizione dei ΔT caratteristici delle

Capitolo 7

122

soluzioni A, B e C si rimanda alla Tabella 6.2. Il costo d’acquisto dell’olio sintetico è stato cal-

colato assumendo un costo specifico di 3 €/kg [26] e stimando la quantità necessaria in modo

analogo a quanto fatto per i sali, ovvero come la massima quantità che il serbatoio caldo è in

grado di contenere.

Tabella 7.3 - Accumulo a sali e olio: analisi comparativa dei costi diretti. osti in M€

DIRECT COSTS CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con


A B C

Gas Turbine 60,782 60,782 60,782 60,782

HRSG 35,935 68,681 59,659 58,384

ST assembly 30,909 32,053 31,930 31,919

Deareator 0,587 0,588 0,585 0,587

Pumps 0,970 2,123 2,006 1,981

Air Condenser 20,738 22,017 20,709 20,797

Fuel pre heater 0,217 0,288 0,279 0,280

ECOs - 3,291 3,282 2,682

EVAs - 2,092 2,035 2,007

SHs & RH - 2,896 2,817 2,843

Storage Tanks - 3,007 2,739 2,723

Molten Salts - 2,106 2,106 2,068

Synthetic Oil - 6,956 6,856 6,815

Total Direct Plant Cost 150,138 206,880 195,05 193,868

Come prevedibile, l’introduzione del sistema di accumulo termico ad olio sintetico incide

in maniera negativa sui costi totali diretti, determinando un riguardevole incremento della spe-

sa da sostenere per l’acquisto dell’equipment e l’installazione dei componenti rispetto al ciclo

convenzionale di riferimento. Tale aumento risulta ancor più considerevole di quello relativo

alle centrali integrate unicamente con il sistema di accumulo a sali fusi, principalmente per il

maggior costo della caldaia a recupero (legato allo scambiatore fumi/olio) e, in maniera mino-

re, per i costi aggiuntivi associati agli scambiatori Shell&Tubes di scambio tra olio e ac-

qua/vapore, ai serbatoi e alle pompe del circuito dell’olio. Inoltre, si mette in risalto come

l’acquisto dell’olio risulti essere di gran lunga più oneroso rispetto a quello dei sali, determi-

nando un’influenza non secondaria sull’aumento sui costi totali diretti. Infine, è evidente come

la soluzione C, caratterizzata da più ampi salti di temperatura negli scambiatori della caldaia,

risulti essere meno costosa rispetto alle altre.

Anche per gli impianti con accumulo a sali ed olio si ricava quindi l’ ‘Ad usted Total Plant

Direct Cost’, moltiplicando le stime dei costi diretti ottenute da Thermoflex 25® per lo stesso

fattore correttivo determinato come descritto in precedenza, ed aggiungendo al valore calcola-

to i costi d’acquisto dei sali e dell’olio. La Tabella 7.4 mostra per il ciclo convenzionale ed i

cicli con accumulo termico a sali fusi ed olio sintetico i costi diretti aumentati del fattore cor-

rettivo, i costi indiretti, gli owner’s costs, i contingency costs ed infine il costo totale


123

dell’investimento. I valori sono espressi in Milioni di Euro (M€). È inoltre riportato il costo

specifico alla potenza netta di progetto (€/kWnet).

Tabella 7.4 - Ciclo con accumulo a sali e olio: analisi dei CAPEX. Valori in M€

CAPEX CICLO

CONV.

CICLO COMBINATO con


A B C

Ad usted Total Direct Plant Cost 222,3 301,959 285,548 282,771

Indirect Costs 31,122 42,274 39,977 39,588

EPC Costs 253,422 344,233 325,525 322,358

Owner s Costs 12,671 17,212 16,276 16,118

Contingency Costs 25,342 34,423 32,552 32,236

Total Plant Cost 291,435 395,868 374,354 370,712


Specific Cost (€/kWnet ) 650 892,032 845,030 837,897

Rispetto al costo di capitale dell’impianto di riferimento, l’incremento del ‘Total Plant

Cost’ derivante dall’aver introdotto anche il sistema di accumulo ad olio sintetico varia tra il

29% della soluzione C, il 31% della soluzione B ed il 38% della soluzione A. Ne deriva, di

conseguenza, un sensibile aumento del costo specifico della tecnologia.

Analisi economica del funzionamento annuo 7.2

Dopo aver analizzato i costi di capitale ed aver confrontato i CAPEX degli impianti con ac-

cumulo termico con quelli del ciclo tradizionale di riferimento, si vuole ora affrontare uno stu-

dio comparativo di fattibilità degli investimenti che prenda in considerazione le differenti mo-

dalità di esercizio in cui le centrali si trovano realmente a funzionare durante il corso di un an-

no. Infatti, si è avuto modo di discutere come nell’attuale panorama energetico i cicli combina-

ti lavorino spesso a carichi parziali, per cui una corretta analisi dei costi da sostenere per la

produzione e dei ricavi ottenibili dalla vendita dell’elettricità deve tener conto del reale numero

di ore annue di utilizzo dell’impianto e dell’esercizio della centrale in condizioni di carico che

differiscono da quelle di progetto.

Modello economico: descrizione ed assunzioni 7.2.1

Per prendere in considerazione l’effettiva durata annuale in cui le centrali sono in esercizio, il

modello economico impostato è parametrico al numero totale di ore di funzionamento in un

anno. Costi e ricavi sono quindi funzione di tale parametro: la convenienza economica degli

investimenti è dipendente dal reale fattore di utilizzo della centrale. Per un fissato tempo com-

plessivo di funzionamento annuo, sia per il ciclo combinato di riferimento sia per quelli con

accumulo termico, sono analizzati i ricavi derivanti dalla vendita dell’elettricità generata ed i

costi, sia fissi che variabili, associati alla produzione. Gli utili ottenuti in un anno (intesi come

Capitolo 7

124

ricavi meno costi ed espressi in M€/anno) degli impianti con accumulo sono poi confrontati

con quelli dell’impianto di riferimento per valutare la convenienza relativa degli investimenti.

Il modello considera che, nel corso dell’anno, le centrali si trovino a lavorare in tre diffe-

renti modalità di esercizio: nominale, minimo tecnico ed ‘extra-power’. Per tener conto di que-

ste tre condizioni di funzionamento, si assume che gli impianti siano in esercizio al minimo

tecnico per una quota parte del numero complessivo di ore annue di funzionamento, per una

frazione del totale siano esercite in ‘extra-power’ e nella restante parte funzionino a carico

nominale continuo. Inizialmente, si ipotizza che il numero annuale di ore di funzionamento sia

così suddiviso:

- nel 20% del totale gli impianti sono in esercizio al minimo tecnico. L’elettricità

prodotta in queste condizioni è venduta al prezzo che consente di azzerare gli utili

per il ciclo combinato convenzionale di riferimento. Per questo impianto è eco-

nomicamente conveniente rimanere in esercizio fintanto che il prezzo dell’energia

elettrica venduta è almeno tale da ripagare i costi variabili di produzione

- il numero di ore di funzionamento in ‘extra-power’ è legato al valore del parame-

tro ‘Max/Min Load Run Time’, ovvero al rapporto tra l’intervallo temporale ne-

cessario per completare la fase di scarica dell’accumulo termico e la durata di una

fase di carica completa dell’accumulo. Il prezzo dell’energia elettrica prodotta in

‘extra-power’ è assunto come parametro da variare per verificare la fattibilità degli

investimenti

- nelle restanti ore la centrale funziona in condizioni di carico nominale continuo.

L’energia elettrica prodotta in queste condizioni e venduta sul mercato elettrico è

remunerata a 55 €/MWhel, assunto valore tipico del PUN medio annuale

Per tener conto dell’influenza dei costi di capitale associati all’investimento iniziale

sull’esercizio annuale della centrale si assume un Carrying Charge Factor (CCF) del 10% per

entrambe le tipologie di ciclo combinato oggetto di studio.

Per il ciclo combinato tradizionale si ipotizzano dei costi O&M fissi di 12,3 €/kWnom-

anno e dei costi O&M variabili di 1,2 €/MWhel. Per quanto riguarda il ciclo combinato con

accumulo termico, non essendoci dei riferimenti in letteratura relativi a costi fissi e variabili

O&M per la nuova tipologia di impianto proposta in questo lavoro, si è deciso di aumentare i

costi unitari assunti per il ciclo di riferimento del 20%, in modo tener conto del maggior costo

di gestione del sistema, ad esempio derivante dalla necessità di dover mantenere il circuito del

sali sempre al di sopra della temperatura di solidificazione della miscela e dall’esigenza di effet-

tuare un make-up annuo dei sali per sostituire parte della miscela che si è degradata. Per

l’impianto con accumulo i costi O&M fissi sono dunque pari a 14,76 €/kWanno con riferi-

mento alla potenza di progetto, mentre i costi O&M variabili sono uguali a 1,44 €/MWhel. Per

entrambe le tipologie di impianto, i costi annuali fissi di operation&maintenance sono quindi

ricavati moltiplicando il fattore unitario per la potenza di progetto dell’impianto. I costi annua-

li variabili di operation&maintenance sono invece calcolati moltiplicando il costo unitario per i

MWh effettivamente prodotti in un anno. I costi variabili complessivi sono poi ottenuti som-

mando ai costi O&M variabili annuali i costi legati al consumo di combustibile nelle diverse

modalità di funzionamento, calcolati assumendo un costo del gas naturale di 6,5 €/GJLHV.


125

Funzionamento annuo: accumulo a sali fusi 7.2.2

Nel ciclo combinato con accumulo termico, durante il funzionamento al minimo tecnico, una

quota parte della potenza termica dei gas combusti viene sfruttata per caricare l’accumulo, con

conseguente riduzione della potenza elettrica immessa in rete nelle ore in cui la domanda ed il

prezzo sono bassi. In tali condizioni di esercizio, il prezzo dell’elettricità è calcolato azzerando

gli utili per l’impianto convenzionale. Ciò implica che, per il ciclo con accumulo termico, i ri-

cavi ottenuti dalla sola vendita dell’elettricità generata al minimo tecnico al prezzo così stabilito

non sono sufficienti per ripagare i costi variabili di produzione, per cui l’impianto lavora in

perdita secca. La centrale è in grado di sostenersi economicamente se la maggior energia elet-

trica prodotta nelle condizioni di ‘extra-power’ sfruttando la scarica dell’accumulo ed immessa

in rete quando è massimo il prezzo dell’elettricità consente almeno di ripagare i costi variabili

di produzione e di risanare le perdite generate durante il funzionamento al minimo tecnico.

L’investimento nell’impianto con accumulo sarà inoltre vantaggioso se la penalizzazione legata

al maggior costo di capitale iniziale e al minor rendimento di conversione dell’energia contenu-

ta nel combustibile in condizioni nominali sarà compensato dai più alti introiti ottenuti dalla

vendita di una potenza più elevata quando è più alto il prezzo dell’energia elettrica.

Analisi di sensitività sul costo dell’elettricità venduta in ‘extra-power’

La Figura 7.1 riporta sull’asse delle ascisse le ore totali annue di funzionamento dell’impianto –

di cui il 20% al minimo tecnico, il 33% in ‘extra-power’ ed il restante 47% in esercizio a carico

nominale continuo – e sull’asse delle ordinate utile, inteso come la differenza tra gli utili (ri-

cavi meno costi) dell’impianto con accumulo e gli utili dell’impianto di riferimento, su base

annuale. Un valore positivo di tale parametro indica, pertanto, un vantaggio competitivo per la

centrale dotata del sistema di accumulo termico. Sono riportati gli andamenti del utile in fun-

zione del T di pinch point dello scambiatore fumi/sali e del prezzo dell’elettricità venduta

nelle condizioni di ‘extra-power’. Il prezzo dell’energia elettrica venduta in condizioni di mi-

nimo tecnico – prezzo che consente di ripagare i costi marginali di produzione per il ciclo

convenzionale in tali condizioni di esercizio – è invece fisso e pari a 48,45 €/MWh.

Capitolo 7

126

Figura 7.1 - Accumulo a sali: sensitività sul prezzo dell'elettricità venduta in 'extra-power'

Fissato un valore per il T minimo tra gas combusti e sali, il vantaggio offerto dal ciclo

con accumulo si esplica in maniera sempre più importante all’aumentare del prezzo

dell’energia venduta in ‘extra-power’. Più elevato è il prezzo dell’elettricità prodotta in ‘extra-

power’ più basso è il valore delle ore annue totali di funzionamento che garantisce all’impianto

con accumulo di diventare competitivo rispetto alla centrale di riferimento. Per un basso valo-

re del prezzo dell’energia venduta in ‘extra-power’ si nota che i utili sono sempre negativi, il

che significa che il ciclo con accumulo non è redditizio rispetto all’impianto convenzionale,

indipendentemente dal numero di ore annuo di utilizzo della centrale. Per un determinato

prezzo dell’energia elettrica in ‘extra-power’ che garantisca il vantaggio competitivo del ciclo

con accumulo, ad esempio 250 €/MWh, al variare del Tpp si osserva che l’impianto con più

grande differenza di temperatura è favorito per un basso fattore di utilizzo della centrale, in

virtù dei minor costi di capitale necessari per la costruzione e messa in esercizio. All’aumentare

delle ore complessive di funzionamento, invece, la più alta efficienza del ciclo con un inferiore

salto di temperatura nello scambiatore fumi/sali comporta minori costi variabili di produzione,

per cui il ciclo con Tpp più basso diventa favorito per un numero più alto di ore annue du-

rante le quali l’impianto permane in esercizio. Per tale prezzo dell’elettricità in ‘extra-power’, la

remunerazione annua offerta dal ciclo con accumulo risulta coincidente con quella del ciclo

combinato di riferimento intorno alle 5500 ore annue totali di funzionamento, leggermente

variabile a seconda del T di pinch point tra fumi e sali per cui è stato progettata lo scambia-

tore; ne deriva che se gli impianti sono in funzione per un periodo di tempo più lungo allora la

centrale con accumulo diventa sempre più redditizia.

-6

-4

-2

0

2

4

6

2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

Δutile [M€/anno]

ore annue totali di funzionamento [ore/anno]

Tpp=15°C Tpp=20°C Tpp=25°C

300 €/MWh

250 €/MWh

200 €/MWh

150 €/MWh

prezzo elettricità in 'extra-power'


127

Se i cicli con e senza accumulo sono confrontati a parità di ore totali annue di funziona-

mento, il vantaggio offerto dell’impianto con accumulo si esplica solo per elevati prezzi

dell’energia elettrica venduta in condizioni di ‘extra-power’. A commento di questi risultati è

necessario sottolineare che tali prezzi, per i quali i cicli con accumulo diventano competitivi

con l’impianto di riferimento, sono in realtà più alti rispetto ai picchi di prezzo che tipicamente

si stabiliscono al giorno d’oggi sul mercato del giorno prima.

Analisi di sensitività sul costo del combustibile

Il costo del gas naturale ha una marcata influenza sull’accuratezza dell’analisi di fattibilità, per

cui una corretta valutazione della convenienza dell’impianto con accumulo rispetto al ciclo

convenzionale deve tener conto di possibili deviazioni del costo del gas naturale rispetto al

valore inizialmente ipotizzato di 6,5 €/GJLHV. Il grafico di Figura 7.2 mostra i risultati di uno

studio di sensitività svolto intorno a tale valore e riportano i utili in funzione del numero di

ore totali annue in cui la centrale è attiva, per un T di pinch point tra fumi e sali di 15°C. Per

questi casi si è assunto un prezzo dell’elettricità in ‘extra-power’ di 250 €/MWh. Per ogni valo-

re del costo del gas naturale è stato ricalcolato il prezzo dell’elettricità al minimo tecnico, azze-

rando gli utili del ciclo combinato convenzionale in tale condizione di esercizio.

Figura 7.2 - Accumulo a sali: analisi sensitività sul costo del gas naturale

A parità di costo d’investimento iniziale, il costo del gas naturale incide in maniera signifi-

cativa sui costi variabili di produzione, ovvero sulla pendenza della curva dei utili. È evidente

come, definito un Tpp per lo scambiatore fumi/sali, al diminuire del costo del combustibile

l’impianto con accumulo diventi vantaggioso rispetto al ciclo convenzionale per un numero

totale di ore di funzionamento all’anno sempre più basso. Ciò accade perché, per un precisato

fattore di utilizzo della centrale, le perdite economiche associate al funzionamento al minimo

tecnico decrescono al diminuire del costo del gas naturale. Inoltre, la possibilità di produrre

-4

-3

-2

-1

0

1

2

3

4

2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

Δutili [M€/anno]


ΔTpp=15°C

c,gn=7,5 €/GJ c,gn=6,5 €/GJ

c,gn=5,5 €/GJ c,gn=4,5 €/GJ

costo del gas naturale

Capitolo 7

128

una potenza maggiore e venderla quando è alto il prezzo dell’elettricità consente all’impianto

con accumulo di ottenere un guadagno crescente al diminuire del costo del combustibile.

Si può quindi dedurre che in un panorama energetico che vede diminuire il prezzo di ac-

quisto dei combustibili fossili e quindi anche quello del gas naturale, i cicli combinati integrati

con il sistema di accumulo termico, sfruttando la loro miglior flessibilità operativa, consentono

di ottenere un più alto ritorno economico dall’investimento iniziale rispetto all’impianto con-

venzionale.

Analisi di sensitività sulla durata di esercizio al minimo tecnico

Nelle analisi fin qui effettuate si è ipotizzato che nel 20% delle ore complessive annue di fun-

zionamento gli impianti siano in esercizio in condizioni di minimo tecnico. Si vuole ora verifi-

care l’effetto sulla fattibilità economica relativa degli investimenti sulle due tipologie di centrali

oggetto di studio di una variazione di tale parametro, fissato il costo del combustibile a 6,5

€/GJLHV ed il prezzo dell’elettricità venduta in ‘extra-power’ a 250 €/MWh. La Figura 7.2 ri-

porta gli andamenti dei utili per un numero di ore di esercizio al minimo tecnico (h@min)

pari al 20%, 25% e 30% del totale. Le ore di esercizio in extra-power (h@max) sono vincolate

dal parametro ‘Max/Min Load Run Time’, ovvero dal rapporto tra il tempo di scarica e la du-

rata della fase di carica dell’accumulo; nelle restanti ore (h@nom) la centrale funziona in con-

dizioni di carico nominale continuo.

Figura 7.3 - Accumulo a sali: analisi di sensitività sulle ore di esercizio al minimo tecnico

La competitività economica degli impianti con accumulo rispetto al ciclo di riferimento è

crescente con il numero di ore in cui le centrali sono in esercizio al minimo tecnico.

All’aumentare di h@min rispetto al totale, aumentano proporzionalmente anche le ore di eser-

-4

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0

2

4

6

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2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

Δutili [M€/anno]


Tpp=15°C Tpp=20°C Tpp=25°C

h@min=30%

h@min=25%

h@min=20%

h@min


129

cizio in condizioni di ‘extra-power’, in cui gli impianti con accumulo esplicano le proprie po-

tenzialità, mentre si riduce la durata temporale in cui le centrali funzionano in condizioni di

carico nominale continuo, che invece penalizzano le centrali con accumulo rispetto al ciclo

convenzionale. Per h@min 20% risulta che il numero di ore in esercizio in ‘extra-power’ è

pari al 33%, mentre le condizioni nominali si verificano per il 47% delle ore totali annue di

funzionamento; per h@min=30%, h@max è uguale al 41% e quindi h@nom è pari al 34% del

totale; per h@min=35%, si ottiene che h@max è pari al 49%, mentre h@nom è uguale al

21% del tempo totale complessivo di funzionamento annuo. Si evince quindi come

all’aumentare della percentuale delle ore di funzionamento al minimo tecnico, gli impianti con

accumulo diventano economicamente convenienti rispetto al ciclo combinato di riferimento

per un più basso fattore di utilizzo annuo.

Da tali considerazioni si può dedurre che in un possibile futuro scenario energetico in cui

la sempre crescente penetrazione delle fonti rinnovabili spingerà i cicli combinati convenzio-

nali verso condizioni di esercizio ancor più estreme – ovvero ad operare per un numero di ore

complessive all’anno sempre più piccolo e, quando in funzione, ad operare a carichi parziali

per un tempo sempre maggiore – l’impianto con accumulo può esprimere al meglio il proprio

potenziale in termini di maggior flessibilità operativa, garantendo una più alta remunerazione

dell’investimento iniziale.

Analisi di sensitività sui costi di capitale

Numerose sono state le ipotesi alla base dell’analisi dei costi di capitale necessari alla costru-

zione e messa in esercizio dell’impianto con accumulo termico. Per far fronte a possibili incer-

tezze o inesattezze introdotte nella stima dell’entità della spesa da sostenere rispetto all’esborso

iniziale richiesto dall’impianto di riferimento, si intende ora verificare gli effetti di una varia-

zione del costo d’impianto sulla fattibilità relativa degli investimenti.

Prendendo in considerazione il ciclo combinato con accumulo termico e T di pinch

point nello scambiatore fumi/sali di 15°C, con le assunzioni effettuate sui costi di capitale, la

spesa iniziale è maggiore di circa il 16% rispetto a quella del ciclo convenzionale. La Figura 7.4

mostra l’andamento dei utili in funzione delle ore totali di funzionamento annue, a fronte di

un costo di investimento iniziale del ciclo con accumulo maggiore del 5%, 10%, 15%, 20% e

25% rispetto al costo iniziale della centrale tradizionale di riferimento. I risultati sono ottenuti

ipotizzando che il numero di ore in esercizio al minimo sia il 20% del totale annuo e fanno

riferimento ad un costo del combustibile di 6,5 €/GJLHV ed ad un prezzo dell’elettricità vendu-

ta in condizioni di ‘extra-power’ di 250 €/MWh.

Capitolo 7

130

Figura 7.4 - Accumulo a sali: analisi di sensitività sui CAPEX del ciclo con accumulo

L’effetto di una variazione nella stima del ‘Total Plant Cost’ rispetto al costo inizialmente

calcolato porta ad una traslazione della curva dei utili lungo l’asse delle ordinate, mentre la

pendenza rimane invariata perché non cambiano le ipotesi sulle condizioni di esercizio degli

impianti. È possibile apprezzare come una diminuzione dei costi di capitale dell’impianto con

accumulo determini, a parità di altre condizioni, una sua convenienza economica rispetto al

ciclo combinato convenzionale sempre più rilevante. Per un determinato fattore di utilizzo

annuo della centrale, la maggior flessibilità operativa garantita al ciclo combinato dal sistema di

accumulo termico offre vantaggi sempre più considerevole quanto minori sono i costi di capi-

tale aggiuntivi che è necessario sostenere per la costruzione e messa in esercizio dell’impianto

rispetto a quelli del ciclo di riferimento.

Funzionamento annuo: accumulo a sali fusi ed olio sintetico 7.2.3

L’aumento dei CAPEX ha un effetto rilevante sulla convenienza economica relativa del ciclo

con accumulo a sali fusi ed olio sintetico. Si riporta in Figura 7.5 per la Soluzione A (caratte-

rizzata dai più piccoli ΔT negli scambiatori fumi/sali e fumi/olio e quindi dai maggiori costi di

capitale) l’andamento dei Δutili in funzione del numero di ore annue complessive di funzio-

namento ed al variare del prezzo dell’energia venduta in condizioni di ‘extra-power’, per un

prezzo del gas naturale di 6,5 €/GJLHV. Si assume che, per un dato numero di ore complessive

di funzionamento, nel 20% del totale gli impianti siano in funzione in condizioni di minimo

tecnico; noto il rapporto tra il tempo di scarica e quello di carica dei serbatoi, le ore durante le

quali gli impianti sono in esercizio in ‘extra-power’ sono ottenute moltiplicando le ore al mi-

nimo tecnico per il paramento ‘Max/Min Load Run Time’; nelle restanti ore le centrali sono in

esercizio nelle condizioni di carico nominale continuo. È evidente come, a parità delle altre

condizioni, rispetto al ciclo combinato con sistema di accumulo termico a soli sali fusi, tutte le

curve siano spostate verso il basso: è necessario quindi un prezzo dell’elettricità venduta in

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0

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1500 2500 3500 4500 5500 6500 7500 8500

Δutili [M€/anno]


ΔTpp=15°C

5% 10% 15% 20% 25%

CAPEX


131

‘extra-power’ ancor più alto per far sì che il ciclo con accumulo a sali fusi ed olio sintetico di-

venti economicamente vantaggioso rispetto al ciclo combinato di riferimento.

Figura 7.5 - Accumulo a sali e olio: sensitività sul prezzo dell'elettricità venduta in 'extra-power'

Tuttavia, le ipotesi alla base della costruzione del grafico di Figura 7.5 non prendono in

considerazione la possibilità per l’impianto dotato anche del sistema di accumulo ad olio sinte-

tico di sfruttare a pieno le potenzialità offerte dal sistema di accumulo stesso in termini di

maggior flessibilità operativa, in relazione alla capacità di annullare la potenza prodotta dal

gruppo di turbine a vapore. Infatti, l’opportunità di operare in tale condizioni di esercizio può

offrire un vantaggio economico per il ciclo con accumulo a sali ed olio rispetto all’impianto di

riferimento. Mantenendo la stessa modalità di utilizzo per il ciclo convenzionale, il grafico di

Figura 7.6 è costruito in accodo con le seguenti ipotesi sul funzionamento della centrale con

accumulo a sali ed olio, per un determinato valore di ore di funzionamento annue totali:

- numero di ore in esercizio al minimo tecnico (h@min) fisso e pari al 20% del totale

- numero di ore in esercizio nelle condizioni di azzeramento della potenza prodotta dal-

la turbina a vapore (h@’NO-ST’) variabile da 0% al 10%. Si assume che l’energia elet-

trica prodotta in tali condizioni di esercizio sia remunerata ad un prezzo uguale a quel-

lo a cui è pagata l’elettricità prodotta al minimo tecnico

- numero di ore in ‘extra-power’ (h@max) calcolato in funzione dei rapporti tra i tempi

di scarica e carica dei serbatoi. Per il ciclo con accumulo a sali ed olio, la carica può

avvenire in condizioni di minimo tecnico o in annullamento della turbina a vapore: le

ore in ‘extra-power’ sono ottenute dalla somma del valore ottenuto moltiplicando le

ore al minimo tecnico per il parametro ‘Max/Min Load Rind Time’ e del valore calco-

lato moltiplicando le ore in cui l’impianto è in esercizio nelle condizioni in cui è nulla

la potenza della turbina a vapore per il rapporto tra il tempo di scarica ed il tempo di

carica dell’accumulo in tali condizioni di funzionamento

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2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

Δutili [M€/anno]


Soluzione A

100 €/MWh 150 €/MWh 200 €/MWh

250 €/MWh 300 €/MWh

prezzo elettricità in 'extra-power'

Capitolo 7

132

- nelle restanti ore il ciclo è in funzione in condizioni nominali (h@nom)

Inoltre, si assume che l’elettricità venduta nelle condizioni di ‘extra-power’ sia remunerata

a 100 €/MWhel.

Figura 7.6 - Accumulo a sali e olio: analisi di sensitività al variare di h@'NO-ST'

Sotto le condizioni di esercizio ipotizzate, l’impianto con accumulo diventa sempre più

redditizio rispetto al ciclo di riferimento all’aumentare del fattore h@’NO-ST’. Infatti, più

grande è il valore di tale parametro, più alto è il numero di ore durante le quali l’impianto con

accumulo è in funzionamento in ‘extra-power’, mentre diminuisce il tempo in cui è in esercizio

in condizioni di carico nominale continuo (che lo penalizzano rispetto al ciclo convenzionale).

I ricavi ottenuti durante l’esercizio in ‘extra-power’ sono tali da compensare le perdite causate

nel periodo di funzionamento in condizioni di annullamento della potenza della turbina a va-

pore e da generare un margine positivo maggiore rispetto agli utili ottenuti dal ciclo conven-

zionale in funzionamento nominale per una durata coincidente con il tempo del ciclo di scari-

ca e carica dell’accumulo in condizioni di annullamento della potenza della turbina a vapore.

In conclusione, sotto tali modalità di gestione delle centrali, il vantaggio competitivo per il ci-

clo con accumulo a sali ed olio può essere ottenuto con un prezzo dell’elettricità venduta in

‘extra-power’ in linea con i prezzi massimi che si determinano sul mercato del giorno prima

nei periodi di massima richiesta di carico da parte della rete.

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Δutili [M€/anno]


Soluzione A

h@'NO-ST'=0% h@'NO-ST'=5% h@'NO-ST'=10%

h@'NO-ST'

Capitolo 8

Analisi Dell’Esercizio Giornaliero

Nell’analisi economica comparativa affrontata nel capitolo precedente, il ciclo combinato con-

venzionale ed il ciclo con accumulo termico sono confrontati a parità di ore totali di funzio-

namento in un anno. Inoltre, l’analisi di fattibilità prende in considerazione anche i costi di

capitale necessari a sostenere l’investimento iniziale. Tuttavia, durante l’esercizio quotidiano,

l’impianto di riferimento e quello con accumulo termico possono essere chiamati in servizio

per un numero di ore differenti. Infatti, se il combinato ciclo tradizionale è costretto a spe-

gnersi nelle ore durante le quali il prezzo dell’elettricità venduta non è tale da ripagare i costi

marginali di produzione, la possibilità per l’impianto con sistema di accumulo termico di sfrut-

tare la fase di carica durante i periodi di basso carico sulla rete, consente all’impianto di essere

in esercizio anche in quei momenti durante i quali il prezzo dell’elettricità non è tale da ripaga-

re i costi variabili necessari alla generazione, purché l’energia elettrica venduta durante la fase

di scarica sia tale da compensare i costi marginali associati all’esercizio in quelle determinate

condizioni di funzionamento e da far recuperare le perdite economiche generate durante la

fase di carica.

Con il fine di individuare un possibile vantaggio economico offerto dall’utilizzo quotidia-

no del ciclo combinato integrato con il sistema di accumulo termico, l’obiettivo di questo capi-

to è quello di affrontare un’analisi semplificata dell’esercizio giornaliero degli impianti, che de-

finisca dei plausibili profili di produzione reali della centrale tradizionale e di quella con accu-

mulo termico e ne confronti i ritorni economici. Si assume, pertanto, che gli impianti siano già

stati costruiti, per cui sono solo i costi variabili associati alla produzione (senza i costi

d’investimento) a determinare il prezzo a cui è conveniente vendere l’elettricità prodotta.

Si suppone che gli impianti oggetto di analisi siano situati nella zona Nord del sistema elet-

trico italiano. Questa zona è quella caratterizzata dalla maggior presenza di potenza installata

sul territorio e dal più alto carico richiesto sulla rete nazionale, per cui le potenzialità offerte

dall’accumulo in termini di maggior flessibilità operativa possono trovare un’applicazione più

conveniente. Per la zona Nord, si fa riferimento ai prezzi dell’energia elettrica determinatisi sul

mercato del giorno prima nell’anno 2015. Per questa analisi, si considera il ciclo con accumulo

termico a soli sali fusi e ΔT di pinch point nello scambiatore fumi/sali di 15°C, per il quale il

parametro ‘Max/Min Load Run Time’ – ovvero il rapporto tra il tempo di scarica e quello di

carica dei serbatoi – è uguale a 1,6278. Si ipotizza, inoltre, che l’energia prodotta da entrambe

le tipologie di centrale sia venduta interamente sul mercato del giorno prima: in questa analisi,

non è presa in considerazione la possibilità per gli impianti di partecipare ai mercati secondari,

Capitolo 8

134

cosa che può apportare benefici aggiuntivi per gli impianti con accumulo. Per la stima dei costi

di combustibile si è assunto un costo del gas naturale di 6,5 €/GJLHV.

Si è detto come il ciclo combinato con accumulo termico stocchi i sali fusi caldi nel serba-

toio ad alta temperatura nei momenti in cui è basso il profilo di prezzo giornaliero (lavorando

in perdita) e sfrutti successivamente l’energia immagazzinata per ottenere un surplus di poten-

za quando invece è massimo il prezzo stabilitosi sul mercato dell’energia (ottenendo quindi

introiti più elevati). La remunerazione dell’impianto con accumulo termico è, pertanto, stret-

tamente legata alla differenza tra il prezzo minimo ed il prezzo massimo giornaliero che si

vengono a determinare sul mercato del giorno prima. Il grafico di Figura 8.1 ritrae il prezzo

massimo in un determinato giorno (pmax) ed il prezzo minimo nello stesso giorno (pmin), in

riferimento alla zona Nord, per tutti i giorni del 2015. Dal momento che per 1 ora di funzio-

namento in carica sono necessarie 1,6278 ore per scaricare l’accumulo, pmax è stato calcolato

come la media ponderata sul tempo tra il valore massimo giornaliero (valido per una durata di

1 h) ed il secondo prezzo più alto (valido per una durata di 0,6278 h), che può verificarsi

nell’ora precedente o successiva rispetto al massimo. In aggiunta, sono evidenziate sul grafico

le aree di convenienza relativa di utilizzo: (i) della centrale convenzionale; (ii) della centrale do-

tata del sistema di accumulo termico ma in funzionamento a carico nominale continuo (ovve-

ro senza che sia in atto alcun processo di carica o scarica dei serbatoi); (iii) della centrale con

accumulo termico in funzionamento con processi di carica e scarica attivi. Definiti

COEv,TGCCnom come il prezzo dell’elettricità che consente di pareggiare i costi variabili di

produzione per l’impianto convenzionale in 1 ora di funzionamento a carico nominale, e

COEv,ACCnom il prezzo dell’elettricità che consente di bilanciare i costi marginali per

l’impianto con accumulo in funzionamento nominale continuo per 1 ora, le aree di convenien-

za delle differenti centrali sono individuate supponendo un tempo complessivo di funziona-

mento degli impianti di 1+1,6278 ore, in accordo con le seguenti ipotesi.

Se pmin<COEv,TGCCnom:

i. CONVENZIONALE: 1 h spento + 1,6278 h in funzionamento nominale (con

energia prodotta remunerata a pmax)

ii. ACCUMULO NOMINALE: 1 h spento + 1,6278 h in funzionamento nominale

(con energia prodotta remunerata a pmax)

iii. ACCUMULO CARICA/SCARICA: 1 h al minimo tecnico (con energia prodotta

remunerata a pmin) 1,6278 h in ‘extra-power’ (con energia prodotta remunerata

a pmax)

Se invece pmin>COEv,TGCCnom:

i. CONVENZIONALE: 1 h in funzionamento nominale (con energia prodotta re-

munerata a pmin) + 1,6278 h in funzionamento nominale (con energia prodotta

remunerata a pmax)

ii. ACCUMULO NOMINALE: fintanto che pmin<COE,ACCnom, 1 h spento +

1,6278 h in funzionamento nominale (con energia prodotta remunerata a pmax);

se pmin>COE,ACCnom, 1 h in funzionamento nominale (con energia prodotta


135

remunerata a pmin) + 1,6278 h in funzionamento nominale (con energia prodotta

remunerata a pmax);

iii. ACCUMULO CARICA/SCARICA: 1 h al minimo tecnico (con energia prodotta

remunerata a pmin) 1,6278 h in ‘extra-power’ (con energia prodotta remunerata

a pmax)

Figura 8.1 - Aree di convenienza relativa centrali con e senza accumulo

Osservando il grafico per prezzi minimi giornalieri maggiori di COEv,TGCCnom, si nota

che il ciclo combinato con sistema di accumulo termico che adopera il gioco di carica e scarica

dei serbatoi inizia ad esser competitivo rispetto al ciclo convenzionale (che è in funzionamento

nominale per tutte le 2,6278 ore) per valori dei prezzi dell’elettricità venduta in ‘extra-power’

(pmax) molto alti e superiori a quelli che si sono stabiliti nei giorni del 2015 per un certo pmin.

Se ne deduce che, se l’impianto convenzionale può rimanere acceso per tutte le 2,6278 ore

(perché il prezzo dell’elettricità è maggiore di COEv,TGCCnom), allora la maggior flessibilità

operativa offerta dal sistema di accumulo non esplica a fondo le sue potenzialità: l’impianto

con accumulo non è mai vincente rispetto all’impianto tradizionale. Inoltre, per gran parte dei

giorni, l’impianto che realizza il processo di carica/scarica risulta essere in debito anche nei

confronti dell’impianto dotato del sistema di accumulo ma in funzionamento a carico nomina-

le continuo: sono necessari, infatti, prezzi dell’energia venduta in ‘extra-power’ molto elevati

per far sì che il ciclo che gioca sulla carica/scarica dei serbatoi diventi più redditizio. Ciò è una

diretta conseguenza del fatto che il rendimento d’impianto sul ciclo di carica/scarica

carica/scarica

è inferiore al rendimento elettrico netto di centrale a carico nominale continuo.

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pre

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imo

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[€/

MW

h]

prezzo minimo giornaliero [€/MWh]

gironi 2015, zona NORD

valori non significativi convenzionale

spento/nominale

COEv, TGCCnom

accumulo carica/scarica vince su

convenzionale accumulo

carica/scarica vince su accumulo

nominale convenzionale

nominale/nominale

Capitolo 8

136

Solo poche coppie di valori pmin-pmax riscontrate nel 2015 rendono il ciclo con accumulo

che lavora con carica e scarica dei serbatoi più remunerativo del ciclo con accumulo che è in

esercizio in condizioni nominali continue.

Osservando il grafico per prezzi minimi giornalieri minori di COEv,TGCCnom, si nota

che al diminuire di pmin, aumenta il valore di pmax per cui l’accumulo in carica/scarica diven-

ta favorevole nei confronti del ciclo con accumulo in esercizio nominale e al ciclo convenzio-

nale. Ciò si verifica perché questi ultimi due impianti sono spenti quando il prezzo sul mercato

non è sufficientemente alto per ripagare i costi marginali di produzione, per cui non generano

alcuna perdita economica. Per il ciclo che realizza il processo di carica/scarica, invece, le perdi-

te aumentano al diminuire di pmin nell’ora in cui l’impianto è in funzionamento al minimo

tecnico; servirà, di conseguenza, un pmax più elevato per far sì che i ricavi ottenuti nelle

1,6278 ore di funzionamento in ‘extra-power’ portino a degli utili complessivi sulle 2,6278 ore

tali da esser maggiori di quelli ottenuti dal ciclo con accumulo ma in esercizio nominale e dal

ciclo convenzionale, che lavorano in condizioni nominali solo per 1,6278 ore.

Sotto le ipotesi di funzionamento introdotte, ricordando che il rendimento del ciclo con

sistema di accumulo in esercizio nominale è inferiore rispetto al rendimento nominale del ciclo

di riferimento, se pmin>COEv,TGCCnom allora la soluzione vincente risulta essere il ciclo

convenzionale, che è sempre acceso nelle 2,6278 ore. Se pmin<COEv,TGCCnom, la soluzio-

ne più conveniente è sempre quella del ciclo tradizionale, ma questa volta spento per 1 ora ed

acceso per 1,6278 ore in condizioni nominali.

Da tali osservazioni si può dedurre che, limitandosi esclusivamente a considerazioni sul

mercato del giorno prima, affinché l’impianto con accumulo che realizza il processo di cari-

ca/scarica diventi competitivo rispetto al ciclo convenzionale, sarebbe necessario un differen-

za tra minimo e massimo prezzo giornaliero molto più elevata rispetto a quella che si stabilisce

sul mercato alle condizioni attuali. Tale conclusione è in ogni caso strettamente legata

all’ipotesi iniziale secondo cui il ciclo combinato convenzionale o è spento oppure è in eserci-

zio nelle condizioni che massimizzano il profitto.

Le conclusioni raggiunte analizzando il rapporto tra il prezzo massimo ed il prezzo mini-

mo giornaliero possono essere validate confrontando i profili di produzione della centrale

convenzionale e di quella con accumulo termico. La Figura 8.2 riporta l’andamento medio del

profilo di prezzo orario per la zona Nord per i giorni lavorativi del mese di maggio 2015, ca-

ratterizzato da basso carico sulla rete elettrica. Si ipotizza che la centrale sia spenta se il prezzo

è inferiore al valore di COEv,TGCCnom; si assume inoltre che l’accensione della centrale ri-

chieda un tempo pari ad 1 ora e che il rendimento medio della fase di start-up coincida con il

rendimento d’impianto in funzionamento al minimo tecnico. Per ogni ora sono raffigurati dei

boxplot rappresentativi della dispersione dei dati rispetto alla mediana. Ogni scatola è limitata

inferiormente dal primo quartile e superiormente dal terzo quartile. Il baffo inferiore e supe-

riore rappresentano rispettivamente il minimo ed il massimo valore registrato. I dati risultano

essere abbastanza concentrati; tuttavia un’analisi dettagliata richiederebbe l’ottimizzazione del

profilo di produzione per ogni singolo giorno.


137

Figura 8.2 - Ciclo convenzionale: profilo di produzione maggio lavorativi

La Figura 8.3 mostra, rispetto ai valori orari medi per i giorni feriali del mese di maggio

2015, il profilo di produzione ottimo per la centrale con accumulo termico. A differenza del

ciclo combinato convenzionale, il ciclo con accumulo è sempre acceso. Nelle ore notturne – in

cui è minimo il prezzo zonale dell’elettricità – l’impianto, lavorando in condizioni di minimo

tecnico per una durata di 5 ore, realizza una fase di carica completa dell’accumulo. La fase di

scarica dell’accumulo si realizza nelle ore in cui è possibile ottenere la più alta remunerazione

dell’energia immessa in rete, mentre nelle restanti ore l’impianto è in esercizio in condizioni di

carico nominale continuo. Si riporta nel grafico anche il valore di COEv,ACCmax, definito

come il prezzo dell’energia elettrica per il quale sono ripagati i costi variabili di produzione per

l’impianto con accumulo in funzionamento in condizioni di ‘extra-power’.

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€/MWh

ora

zona NORD, maggio 2015, giorni feriali

CENTRALE SPENTA

START-UP

CENTRALE ACCESA

COEv, TGCCnom

Capitolo 8

138

Figura 8.3 - Ciclo con accumulo: profilo di produzione maggio lavorativi

Con le ipotesi effettuate ed i profili di produzione illustrati, in Tabella 8.1 sono riportati gli

utili giornalieri, calcolati sottraendo ai ricavi ottenuti dalla vendita dell’energia i costi variabili

associati all’esercizio. È inoltre mostrato il risultato relativo all’esercizio della centrale dotata

del sistema di accumulo ma in funzionamento in condizioni di carico nominale continuo; in

questo caso si suppone che la centrale sia spenta quando il prezzo zonale non è tale da ripaga-

re i costi legati alla generazione.

Tabella 8.1 - Utile giornaliero dei giorni lavorativi di maggio 2015

CONVENZIONALE ACCUMULO

NOMINALE

ACCUMULO

CARICA/SCARICA

Utile giornaliero € 110.202 104.696 96.709

I risultati confermano le conclusioni già ottenute: considerando esclusivamente il mercato

del giorno prima, se il ciclo convenzionale è caratterizzato da un funzionamento ON/OFF,

sarebbe necessaria una differenza di prezzo tra minimo e massimo giornaliero superiore rispet-

to ai valori attuali per far sì che il ciclo con accumulo diventi economicamente conveniente.

Il grafico di Figura 8.4 è stato invece costruito tenendo in conto l’eventualità per il ciclo

combinato convenzionale di rimanere acceso nelle ore in cui il profilo di prezzo zonale scende

al di sotto del valore di COEv,TGCCnom. La possibilità che il ciclo combinato convenziona-

le, a valle del mercato del giorno prima, rimanga in servizio anche nelle ore in cui non è eco-

nomicamente conveniente può, ad esempio, derivare dal fatto sia lo stesso impianto a non of-

frire la massima potenza su MGP, per poi sfruttare la banda di potenza a salire che rimane non

utilizzata sui mercati dei servizi di dispacciamento.

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€/MWh

ora

zona NORD, maggio 2015, giorni feriali

ESERCIZIO NOMINALE

ESERCIZIO NOMINALE

ESERCIZIO NOMINALE

CARICA ACCUMULO

SCARICA ACCUMULO

SCARICA ACCUMULO

COEv, ACCmax

SCARICA ACCUMULO

ESERCIZIO NOMINALE


139

Considerando esclusivamente la partecipazione all’MGP, il grafico è costruito in accordo

con le seguenti ipotesi.

Se pmin<COEv,TGCCnom:

- CONVENZIONALE: 1 h al minimo tecnico (con energia prodotta remunerata a

pmin) + 1,6278 h in condizioni nominali (con energia prodotta remunerata a pmax)

- ACCUMULO CARICA/SCARICA: 1 h al minimo tecnico (con energia prodotta re-

munerata a pmin) 1,6278 h in ‘extra-power’ (con energia prodotta remunerata a

pmax)

Se invece pmin>COEv,TGCCnom:

- CONVENZIONALE: 1 h in funzionamento nominale (con energia prodotta remu-

nerata a pmin) + 1,6278 h in funzionamento nominale (con energia prodotta remune-

rata a pmax)

- ACCUMULO CARICA/SCARICA: 1 h al minimo tecnico (con energia prodotta re-

munerata a pmin) 1,6278 h in ‘extra-power’ (con energia prodotta remunerata a

pmax)

Figura 8.4 - Aree di convenienza impianto con accumulo termico

L’area arancione, in cui vince la soluzione convenzionale (in funzionamento al minimo

tecnico per 1 ora e in condizioni nominali per 1,6278 ore) è delimitata inferiormente dalla linea

denominata “conv min/nom 0”, ottenuta calcolando, per un dato pmin, il valore di pmax che

consente di azzerare gli utili sulle 2,6278 ore di esercizio. La stessa area è limitata superiormen-

te dal segmento i cui punti sono ricavati determinando, per un fissato pmin, il valore di pmax

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60

70

80

90

100

110

120

130

140

150

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100

pre

zzo

mass

imo

gio

rnali

ero

[€/

MW

h]

prezzo minimo giornaliero [€/MWh]

giorni 2015, zona NORD acc carica/scarica=0

valori non significativi

convenzionale nominale/nominale

convenzionale minimo/nominale

accumulo carica/scarica

COEv, TGCCnom

Capitolo 8

140

per il quale il ciclo con accumulo in esercizio in modalità carica/scarica diventa competitivo

rispetto al ciclo convenzionale in funzionamento minimo/nominale. A titolo di esempio, si

confrontano in Figura 8.5 gli andamenti degli utili ottenuti sul ciclo di 2,6278 ore per un valore

di pmin di 30 €/MWh. In questo caso, è necessario un pmax di almeno 60 €/MWh affinché il

ciclo con accumulo sia più redditizio della centrale di riferimento.

Figura 8.5 - Accumulo vs convenzionale: calcolo pmax per pmin 30€/MWh

L’area del grafico di Figura 8.4 in alto a sinistra, in cui è vincente la soluzione del ciclo

con accumulo che realizza il processo di carica/scarica, è limitata inferiormente dalla linea de-

finita “acc carica/scarica 0”, ottenuta determinando, per un certo valore di pmin, pmax in

modo da azzerare gli utili sul ciclo di carica/scarica. Un’ampia gamma di punti relativi a coppie

di valori pmin-pmax del 2015 ricade all’interno di quest’ultima zona, nella quale risulta più re-

munerativo l’esercizio dell’impianto con accumulo termico. La Figura 8.6 mostra il profilo di

produzione dell’impianto convenzionale sotto l’ipotesi di funzionamento al minimo tecnico

quando il prezzo medio orario è inferiore a COEv,TGCCnom. Il grafico fa riferimento ai

giorni festivi di maggio 2015.

-15000

-5000

5000

15000

25000

35000

45000

55000

65000

0 20 40 60 80 100 120

Utili [€]

pmax [€/MWh]

pmin=30 €/MWh

accumulo carica/scarica convenzionale minimo/nominale

pmin

valori non significativi


141

Figura 8.6 - Ciclo convenzionale: profilo di produzione maggio festivi

La Figura 8.7 illustra il profilo di produzione ottimo per la centrale con accumulo termico,

in riferimento all’andamento medio del prezzo zonale nei giorni festivi di maggio 2015. Il pro-

filo di produzione è caratterizzato da una fase di carica completa dell’accumulo della durata di

5 ore durante le ore pomeridiane e da una fase di scarica completa della durata di 8 ore nelle

ore serali e notturne, contraddistinte dai più alti valori dei prezzi medi orari. Inoltre, per mas-

simizzare i ricavi nelle ore della mattina in cui il prezzo è superiore ai costi variabili di produ-

zione, si ha una fase di carica parziale nelle prime ore della mattina, subito seguita dalla fase di

scarica. Nelle rimanenti ore l’impianto è in esercizio in condizioni di carico nominale continuo.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

€/MWh

ora

zona NORD, maggio 2015, giorni festivi

ESERCIZIO al MINIMO TECNICO

COEv, TGCCnom

ESERCIZIO NOMINALE ESERCIZIO

NOMINALE

ESERCIZIO al MINIMO TECNICO

Capitolo 8

142

Figura 8.7 - Ciclo con accumulo: profilo di produzione maggio lavorativi

La Tabella 8.2 riassume gli utili giornalieri ottenuti dalle due tipologie di impianto con i

piani di produzione ipotizzati.

Tabella 8.2 - Utile giornaliero dei giorni festivi di maggio 2015

CONVENZIONALE ACCUMULO

CARICA/SCARICA

Utile giornaliero € 1.236 3.683

Ragionando solo su MGP, se il ciclo combinato convenzionale è in servizio al minimo

tecnico, quando il prezzo zonale è inferire al valore di COEv,TGCCnom – ovvero in condi-

zioni che determinano un funzionamento in perdita – può capitare che esistano coppie di va-

lori pmin-pmax per cui diventa economicamente favorevole l’impiego del ciclo combinato con

accumulo termico. Tuttavia, tale tipo di analisi non è completa, in quanto sarebbe necessario

prendere in considerazione anche la potenza venduta dagli impianti sui mercati dei servizi di

dispacciamento. Sui mercati secondari, la capacità dell’impianto con accumulo di abbassare il

minimo tecnico d’impianto rispetto al ciclo convenzionale e di produrre una potenza maggiore

quando richiesto potrebbe mostrare i veri vantaggi offerti dal sistema di accumulo in termini

di maggior flessibilità operativa.

In conclusione, l’analisi economica dell’esercizio giornaliero mette in evidenza come per

sfruttare a pieno i vantaggi offerti dalla maggior flessibilità operativa offerta dal sistema di ac-

cumulo termico sia necessario uno studio che prenda in considerazione non solo l’energia

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

€/MWh

ora

zona NORD, maggio 2015, giorni festivi

COEv, ACCmax

SCARICA ACCUMULO

CARICA ACCUMULO

CARICA ACCUMULO

SCARICA ACCUMULO

ESERCIZIO NOMINALE

ESERCIZIO NOMINALE


143

venduta sul mercato del giorno prima, ma anche la possibilità per l’impianto di giocare sui

mercati secondari, per offrire quei servizi ancillari di rete che in un mercato caratterizzato da

un’elevata penetrazione di rinnovabili non possono essere trascurati in relazione agli introiti

derivanti dalla partecipazione al mercato di dispacciamento.

Capitolo 8

144

Conclusioni E Sviluppi Futuri

Il lavoro di tesi è stato finalizzato allo studio dell’integrazione di un sistema di accumulo ter-

mico a sali fusi o a sali fusi ed olio sintetico in un ciclo combinato di turbina a gas, con

l’obiettivo di aumentare la flessibilità operativa dell’impianto, intesa come la capacità della cen-

trale di ridurre la potenza prodotta al minimo tecnico e di incrementare la potenza di picco. I

modelli del ciclo combinato convenzionale di riferimento e del ciclo innovativo dotato del si-

stema di accumulo termico sono stati implementati in Thermoflex 25®, un software commer-

ciale con il quale sono stati risolti i bilanci di massa e di energia (sotto l’ipotesi di stato stazio-

nario), è stato effettuato il dimensionamento ingegneristico dei componenti e sono stati stimati

i costi per l’acquisto e l’installazione degli stessi. Definiti i parametri di progetto delle centrali,

è stato analizzato l’esercizio degli impianti in condizioni nominali, sono state definite le moda-

lità di gestione degli stessi ai carichi parziali e, per il ciclo con accumulo, è stata individuata la

strategia di regolazione in condizioni di ‘extra-power’ ed in annullamento della potenza pro-

dotta dalla turbina a vapore. I risultati dell’analisi tecnica sono stati soddisfacenti. Infatti, il si-

stema di accumulo termico consente al ciclo combinato di allargare il range operativo di po-

tenza prodotta: la fase di carica dell’accumulo garantisce una diminuzione significativa del mi-

nimo tecnico di centrale, mentre la fase di scarica dello stesso permette di ottenere una discre-

ta potenza aggiuntiva prodotta dalla turbina a vapore. La flessibilità operativa dell’impianto

risulta così migliorata in modo sostanziale.

A valle dell’analisi tecnica, è stata portata avanti un’analisi economica comparativa tra le

due tipologie di centrale oggetto di studio, con il fine di valutare la fattibilità relativa degli inve-

stimenti. Tale analisi, parametrica al numero di ore totali annue di funzionamento delle centra-

li, ha preso in considerazione l’utilizzo delle centrali nelle differenti condizioni di funziona-

mento in cui queste possono trovarsi durante il corso dell’anno. I risultati ottenuti hanno mo-

strato come, considerati i maggiori costi di capitale per l’impianto con accumulo termico, un

vantaggio economico competitivo può essere ottenuto dall’innovativa centrale proposta in

questo lavoro di tesi solo se aumenta il prezzo massimo giornaliero dell’energia elettrica sul

mercato del giorno prima, se si abbassa il costo d’acquisto del combustibile oppure se si ridu-

cono i costi d’investimento per l’impianto stesso.

Infine, è stato analizzato l’esercizio giornaliero degli impianti, con l’obiettivo di determina-

re dei possibili profili di generazione per le due tipologie di centrale. È stato preso come rife-

rimento il mese di maggio 2015 – per il quale si sono suddivisi i giorni festivi da quelli feriali –

e si sono stimati gli utili giornalieri derivanti dall’utilizzo del ciclo convenzionale e di quello

con accumulo termico a sali fusi, supposti posizionati nella zona Nord del sistema elettrico

italiano. I risultati hanno mostrato come, ragionando esclusivamente sul mercato del giorno

prima, l’impianto integrato con il sistema di accumulo termico può diventare competitivo solo

Conclusioni E Sviluppi Futuri

146

per una differenza tra minimo e massimo prezzo giornaliero maggiore di quella che si realizza

sul mercato dell’energia al giorno d’oggi.

Da un punto di vista tecnico, sviluppi futuri potrebbero prevedere l’analisi exergetica della

centrale con accumulo termico e l’ottimizzazione della stessa da un punto di vista di secondo

principio. Inoltre, può essere interessante valutare la risposta dinamica del sistema stesso, per

verificare come si modificano le variabili d’esercizio nel passaggio da una condizione di fun-

zionamento ad un’altra.

Da un punto di vista economico, maggiori approfondimenti sono necessari per giustifica-

re l’utilizzo della centrale con sistema di accumulo termico alle attuali condizioni di mercato.

In particolare, è necessario prendere in considerazione la possibilità per gli impianti di parteci-

pare al mercato dei servizi di dispacciamento. È proprio in tale contesto, infatti, che le poten-

zialità offerte dal sistema di accumulo termico in termini di aumentata flessibilità operativa

potrebbero apportare dei vantaggi economici all’innovativa centrale proposta in questo lavoro

di tesi rispetto al ciclo convenzionale nella sua configurazione convenzionale.

I

Appendici APPENDICE A

Dati termodinamici: progetto ciclo combinato con accumulo a sali fusi e ΔTpp=15°C.

Il riferimento per il calcolo dell’entalpia H è a 25°C, con H2O allo stato vapore.

Il riferimento per il calcolo dell’entalpia H è a 0 C, con H2O allo stato liquido.

P T H* Mgas Type of fluid

[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

1 1,0132 15 -10,13 647,9 Air

2 1,0132 15 -10,13 11495,9 Air

3 1,0132 36,16 11,31 11495,9 Air

8 1,0136 93,12 72,08 664,5 Gas

9 1,0162 154,07 137,1 664,5 Gas

10 1,0178 179,11 164 664,5 Gas

11 1,0234 238,64 228,49 664,5 Gas

12 1,0261 285,15 279,46 664,5 Gas

13 1,028 323,68 322,1 664,5 Gas

14 1,0282 326,43 325,16 664,5 Gas

15 1,029 333,1 332,59 664,5 Gas

16 1,0305 351,59 353,24 664,5 Gas

22 1,0464 537,75 566,39 664,5 Gas

23 1,053 650,68 700,27 664,5 Gas

75 1,053 650,68 700,27 664,5 Gas

48 70 15 46260,1 16,65 Fuel

49 69,82 200 46694,1 16,65 Fuel

P T H M Type of fluid

[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

17 4,031 449,06 1079,82 584,9 HTF

18 4,18 449,08 1079,85 242 HTF

19 4,417 521,84 1191,3 242 HTF

20 4,031 449,05 1079,81 342,9 HTF

21 4,3 538,27 1216,58 342,9 HTF

24 4,607 593,11 1301,29 342,9 HTF

25 4,607 593,11 1301,29 242 HTF

26 3,495 495 1150,07 584,9 HTF

27 7,813 336,66 909,59 584,9 HTF

41 4,607 593,11 1301,29 584,9 HTF

42 2,068 336,42 909,22 584,9 HTF

69 2,068 592,99 1301,11 584,9 HTF

70 2,068 592,99 1301,11 584,9 HTF

71 2,068 336,42 909,22 584,9 HTF

72 2,068 336,42 909,22 584,9 HTF

73 2,068 336,42 909,22 584,9 HTF

74 2,068 592,99 1301,11 584,9 HTF

II

Valori termodinamici dell’acqua/vapore. Le proprietà sono state calcolate con la formulazione

IAPWS-IF97.

P T H* H M

[bar] [°C] [kJ/kg] [kJ/kg] [kg/s]

4 0,1 45,81 -87,47 2460,02 108,7

5 4,887 45,84 -2355,2 192,31 108,7

6 0,8178 45,8 -2355,7 191,81 108,7

7 4 309,89 539,92 3087,41 102,4

28 4,051 139,09 -1962,2 585,26 109,1

30 4,051 144,09 -1940,8 606,71 85,12

31 4,051 144,09 -1940,8 606,71 28,19

32 28,04 144,55 -1937,3 610,18 28,19

33 132,93 146,51 -1922,2 625,34 85,12

34 27,28 223,62 -1586,9 960,55 18,44

35 27,28 223,62 -1586,9 960,55 28,19

36 131,4 233,63 -1538,2 1009,25 85,12

37 27,28 228,63 255,36 2802,85 18,26

38 4,051 144,09 -1940,8 606,71 121,7

39 4,051 144,09 -1940,8 606,71 113,3

40 132,93 146,51 -1922,2 625,34 85,12

43 130,52 454,7 658,75 3206,24 85,12

44 130,52 454,7 658,75 3206,24 85,12

45 26,34 461 826,63 3374,12 100,5

46 26,34 461 826,63 3374,12 100,5

47 130,94 331,43 113,17 2660,66 85,12

50 4,051 144,07 191,15 2738,64 8,328

51 28,04 144,55 -1937,3 610,18 28,19

52 26,6 50,01 -2335,9 211,62 9,747

53 4 310,47 541,11 3088,6 107,8

54 130 578,01 996,66 3544,14 85,12

55 4 321,43 563,64 3111,13 5,425

56 131,1 300,01 -1207,7 1339,82 85,12

57 27,11 347,56 569,26 3116,75 82,26

58 27,28 223,62 -1586,9 960,55 9,747

59 4,051 144,07 191,15 2738,64 5,425

60 4,051 131,92 -1992,9 554,6 118,8

61 4,051 144,07 191,15 2738,64 2,904

62 27,11 328,1 523,67 3071,16 18,26

63 130,94 326,43 -1047,6 1499,93 85,12

64 27,11 343,99 560,98 3108,47 100,5

65 26 578 1088,8 3636,28 100,5

66 4,887 45,73 -2355,6 191,85 109,1

67 28,04 144,55 -1937,3 610,18 0

68 132,93 146,51 -1922,2 625,34 0

76 130 578,01 996,66 3544,15 85,12

77 132,93 146,51 -1922,2 625,34 0

III

APPENDICE B

Dati termodinamici: funzionamento al minimo tecnico del ciclo combinato con accumulo a

sali fusi e ΔTpp=15°C.


[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

1 1,0132 15 -10,13 381,9 Air

2 1,0132 15 -10,13 8968,5 Air

3 1,0132 23,57 -1,45 8968,5 Air

8 1,0119 89,99 68,24 389,8 Gas

9 1,0129 114,63 94,23 389,8 Gas

10 1,0135 155,15 137,17 389,8 Gas

11 1,0155 170,18 153,17 389,8 Gas

12 1,0164 257,63 247,2 389,8 Gas

13 1,0171 265,04 255,25 389,8 Gas

14 1,0172 269,86 260,49 389,8 Gas

15 1,0175 280,17 271,72 389,8 Gas

16 1,0181 281,61 273,29 389,8 Gas

22 1,024 507,99 527,01 389,8 Gas

23 1,0267 649,09 692,04 389,8 Gas

75 1,0267 649,09 692,04 389,8 Gas

48 70 15 46260,1 7,964 Fuel

49 69,96 112,46 46473 7,964 Fuel


[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

17 1,0496 375,15 967,66 68,37 HTF

18 1,0496 375,15 967,66 37,51 HTF

19 1,0555 451,04 1082,84 37,51 HTF

20 1,0554 375,15 967,65 30,87 HTF

21 1,0577 451,94 1084,2 30,87 HTF

24 1,06 592,99 1301,12 30,87 HTF

25 1,06 592,99 1301,12 37,51 HTF

26 2,88 465,79 1105,36 326,3 HTF

27 4,404 266,55 804,4 326,3 HTF

41 1,06 592,99 1301,12 68,37 HTF

42 1,0132 266,4 804,17 326,3 HTF

69 1,013 592,99 1301,12 68,37 HTF

70 2,389 592,99 1301,12 68,37 HTF

71 1,0132 266,4 804,17 326,3 HTF

72 1,0132 266,4 804,17 326,3 HTF

73 1,0132 266,39 804,16 68,37 HTF

74 2,389 592,99 1301,12 326,3 HTF

IV

Valori termodinamici dell’acqua/vapore:

P T H* H M


4 0,0344 26,37 -29,2 2518,29 32,34

5 3,14 26,43 -2436,5 111,03 32,34

6 0,7522 26,38 -2436,9 110,58 32,34

7 0,9555 326,47 580,6 3128,09 25,42

28 1,201 99,82 -2129,1 418,35 32,69

30 1,201 104,82 -2108 439,44 8,516

31 1,201 104,82 -2108 439,44 20,4

32 6,786 104,92 -2107,2 440,26 20,4

33 70,73 110,23 -2080,1 467,39 8,516

34 6,191 155,09 -1893,3 654,2 17,48

35 6,191 155,09 -1893,3 654,2 20,4

36 70,71 170,18 -1824,1 723,35 7,143

37 6,191 160,06 210,01 2757,5 17,31

38 1,201 104,82 -2108 439,44 36,4

39 1,201 104,82 -2108 439,44 28,92

40 70,73 110,23 -2080,1 467,39 7,143

43 50,02 278,97 306,72 2854,21 8,456

44 50,02 439,82 745,32 3292,81 7,143

45 5,301 414,25 754,27 3301,76 24,66

46 5,301 414,25 754,27 3301,76 24,66

47 50,03 263,98 246,72 2794,2 7,143

50 1,201 104,82 135,62 2683,11 7,409

51 6,786 104,92 -2107,2 440,26 20,4

52 6,125 16,22 -2478,9 68,61 2,924

53 0,9555 312,29 551,92 3099,41 32,04

54 50 587,65 1090,66 3638,15 8,456

55 0,9555 257,34 441,8 2989,29 6,618

56 70,71 265,04 -1387,9 1159,64 7,143

57 5,549 465,31 862,05 3409,54 7,36

58 6,191 155,09 -1893,3 654,2 2,924

59 1,201 104,82 135,62 2683,11 6,618

60 1,201 93 -2157,9 389,63 35,61

61 1,201 104,82 135,62 2683,11 0,791

62 5,549 273,75 461,24 3008,72 17,31

63 50,03 263,98 -1302,8 1244,7 7,143

64 5,549 331,39 580,83 3128,32 24,66

65 5,182 567,36 1082,94 3630,43 24,66

66 3,14 26,31 -2437 110,52 32,69

67 6,786 104,92 -2107,2 440,26 0

68 70,73 110,23 -2080,1 467,39 1,313

76 50 578 1068,25 3615,74 8,516

77 70,73 110,23 -2080,1 467,39 0,06

V

APPENDICE C

Dati termodinamici: funzionamento in ‘extra-power’ del ciclo combinato con accumulo a sali

fusi e ΔTpp=15°C.


[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

1 1,0132 15 -10,13 647,9 Air

2 1,0132 15 -10,13 11498,1 Air

3 1,0132 39,45 14,65 11498,1 Air

8 1,0136 89,04 67,75 664,5 Gas

9 1,0161 149 131,66 664,5 Gas

10 1,0177 169,74 153,92 664,5 Gas

11 1,0233 235,71 225,3 664,5 Gas

12 1,0259 276,83 270,31 664,5 Gas

13 1,0277 322,66 320,97 664,5 Gas

14 1,028 323,99 322,45 664,5 Gas

15 1,0288 329,8 328,92 664,5 Gas

16 1,0303 354,23 356,19 664,5 Gas

22 1,0462 538,02 566,71 664,5 Gas

23 1,0528 650,67 700,26 664,5 Gas

75 1,0528 650,67 700,26 664,5 Gas

48 70 15 46260,1 16,65 Fuel

49 69,82 200,01 46694,2 16,65 Fuel


[bar] [°C] [kJ/kg] [kg/s] [-]

17 5,514 454,44 1088,01 745,2 HTF

18 5,791 454,44 1088,01 304,3 HTF

19 6,165 525,58 1197,05 304,3 HTF

20 5,514 454,44 1088,01 440,9 HTF

21 5,959 538,34 1216,68 440,9 HTF

24 6,464 593,24 1301,5 440,9 HTF

25 6,464 593,24 1301,5 304,3 HTF

26 2,448 495,54 1150,89 586,7 HTF

27 6,788 339,66 914,09 586,7 HTF

41 6,464 593,24 1301,5 745,2 HTF

42 2,474 339,48 913,82 586,7 HTF

69 1,0132 592,99 1301,11 745,2 HTF

70 1,0132 592,99 1301,11 745,2 HTF

71 2,474 339,48 913,82 586,7 HTF

72 2,474 339,48 913,82 586,7 HTF

73 2,474 339,48 913,82 745,2 HTF

74 1,0132 592,99 1301,11 586,7 HTF

VI

Valori termodinamici dell’acqua/vapore:

P T H* H M


4 0,1255 50,32 -52,56 2494,93 124,8

5 4,755 50,35 -2336,3 211,16 124,8

6 0,8433 50,32 -2336,8 210,69 124,8

7 3,664 305,89 532,52 3080,01 121,4

28 3,678 130,34 -1999,6 547,86 125,1

30 3,678 140,61 -1955,7 591,82 106,3

31 3,678 140,61 -1955,7 591,82 26,2

32 27,12 141,07 -1952,3 595,22 26,2

33 134,39 143,15 -1936,4 611,12 106,3

34 26,38 221,82 -1595,3 952,18 16,21

35 26,38 221,82 -1595,3 952,18 26,2

36 132,1 224,28 -1581,2 966,34 106,3

37 26,38 226,83 255,1 2802,59 16,05

38 3,678 140,61 -1955,7 591,82 139,4

39 3,678 140,61 -1955,7 591,82 132,5

40 134,39 143,15 -1936,4 611,12 106,3

43 130,77 448,82 640,51 3188 106,3

44 130,77 448,83 640,52 3188,01 106,3

45 25,13 460,17 826,34 3373,83 119,5

46 25,13 460,17 826,34 3373,83 119,5

47 131,4 331,69 112,07 2659,56 106,3

50 3,678 140,6 186,74 2734,23 6,857

51 27,12 141,07 -1952,3 595,22 26,2

52 25,68 52,39 -2326 221,48 9,991

53 3,664 306,25 533,26 3080,75 123,9

54 129,99 574,97 988,84 3536,33 106,3

55 3,664 323,2 568,04 3115,52 2,562

56 131,65 289,13 -1266,5 1280,95 106,3

57 26,25 341,03 556,05 3103,54 103,4

58 26,38 221,82 -1595,3 952,18 9,991

59 3,678 140,6 186,74 2734,23 2,562

60 3,678 124,68 -2023,8 523,73 135,1

61 3,678 140,6 186,74 2734,23 4,295

62 26,25 326,11 521,14 3068,63 16,05

63 131,4 318,85 -1097,1 1450,35 106,3

64 26,25 339,01 551,36 3098,85 119,5

65 24,63 577,9 1089,72 3637,21 119,5

66 4,755 50,25 -2336,8 210,74 125,1

67 27,12 141,07 -1952,3 595,22 0

68 134,39 143,15 -1936,4 611,12 0

VII

Lista delle Figure

Figura 1.1 - Potenza efficiente lorda e del numero di sezioni dei cicli combinati [3] ................... 4

Figura 1.2 - Potenza rinnovabile totale installata in Italia [6] ........................................................... 5

Figura 1.3 - Quota dei CFL nel settore elettrico coperta da FER e traiettoria PAN [6] .............. 6

Figura 1.4 - Andamento dei consumi elettrici in Italia a cavallo del 2010 [6] ................................ 7

Figura 1.5 - Produzione annuale di energia elettrica, classificata per primaria utilizzata [6] ........ 8

Figura 1.6 - Andamento annuo del margine di riserva alla punta [11] ............................................ 9

Figura 1.7 - Andamento delle quantità accettate su MGP e delle quantità fuori borsa [12] ........ 9

Figura 1.8 - Confronto tra il profilo del carico residuo del 2012 e del 2014 [11] ........................ 10

Figura 1.9 - Andamento del rapporto tra il PUN medio orario e il PUN medio annuo [14] .... 11

Figura 1.10 - Andamento tipico del PUN in un giorno festivo [14] ............................................. 12

Figura 1.11 - Andamento annuo delle heq dei TGCC con sola produzione di elettricità [6] .... 14

Figura 1.12 - Potenza prodotta dalla turbina a vapore di un ciclo combinato ............................. 14

Figura 2.1 - Classificazione dei sistemi di stoccaggio dell'energia [22] .......................................... 18

Figura 2.2 - Impianto solare a concentrazione con torre centrale [28] ......................................... 20

Figura 2.3 - Accumulo termico ad acqua in una centrale convenzionale a carbone [32] ........... 22

Figura 2.4 - Integrazione di un ‘TES system’ a sali fusi in una centrale a carbone 35 ............. 23

Figura 2.5 - Concept di ‘TES system’ integrato in un impianto di generazione eolico 36 ....... 24

Figura 2.6 - Integrazione di un ‘TES system’ in CFBC ad ossi-combustione [37] ...................... 25

Figura 2.7 - Schema d impianto concettuale di un ‘TES system’ integrato in un TGCC ........... 27

Figura 3.1 - Rappresentazione schematica di un ciclo combinato di turbina a gas [39] ............. 30

Figura 3.2 - Turbina a gas ‘GE 9F.05’ 40 ........................................................................................ 31

Figura 3.3 - Schema di impianto del ciclo combinato convenzionale ........................................... 32

Figura 3.4 - Rappresentazione grafica del turbogas e prestazioni in condizioni di progetto ..... 37

Figura 3.5 - TGCC: diagramma T-Q di progetto ............................................................................. 39

Figura 3.6 - Prestazioni ciclo combinato convenzionale in regolazione di potenza ................... 43

Figura 3.7 - Andamenti di alcuni parametri dell’HRSG in regolazione di potenza ..................... 44

Figura 3.8 - Pressione e temperatura di condensazione al variare del carico ............................... 45

Figura 3.9 - Diagramma T-Q del condensatore al variare del carico ............................................ 46

Figura 3.10 - Ottimizzazione della pressione di condensazione al minimo tecnico ................... 47

Figura 3.11 - Potenza ST e assorbimento ventilatori vs velocità dell’aria al condensatore ........ 48

Figura 3.12 - Diagramma T-Q al minimo tecnico di impianto ...................................................... 49

Figura 4.1 - Schema d'impianto ciclo combinato con sistema di accumulo a sali fusi................ 54

Figura 4.2 - Linea espansione vapore: TGCC (sopra) vs ciclo con accumulo (sotto) ................ 61

Figura 4.3 - Caratteristiche geometriche sezione fumi/sali di alta temperatura .......................... 63

Figura 4.4 - Caratteristiche geometriche sezione fumi/sali di bassa temperatura ....................... 64

Figura 4.5 - Diagramma T-Q dell'HRSG con HX fumi/sali .......................................................... 65

VIII

Figura 4.6 - Risultati di progetto parallelo sh/rh ............................................................................. 67

Figura 4.7 - Diagramma T-Q della sezione di alta temperatura .................................................... 67

Figura 5.1 - Rappresentazione grafica del serbatoio e definizione variabili off-design [1] ........ 71

Figura 5.2 - Schema d'impianto del circuito dei sali fusi ................................................................ 74

Figura 5.3 - Ottimizzazione della pressione al minimo tecnico ..................................................... 81

Figura 5.4 - Caratteristiche termodinamiche isola di potenza al minimo tecnico ....................... 84

Figura 5.5 - Analisi parallelo sh/rh al minimo tecnico ................................................................... 85

Figura 5.6 - Diagramma T-Q al minimo tecnico del ciclo con accumulo .................................... 87

Figura 5.7 - Risultati parallelo rh/sh in 'extra-power' ..................................................................... 91

Figura 5.8 – Diagramma T-Q parallelo sh/rh in 'extra-power' ..................................................... 92

Figura 5.9 - Diagramma T-Q in 'extra-power' ................................................................................. 93

Figura 6.1 - Schema d'impianto ciclo con accumulo a sali e olio: configurazione 'SERIE' .... 101

Figura 6.2 - Ciclo combinato con accumulo a sali e olio: configurazione 'PARALLELO' ..... 102

Figura 6.3 - Diagramma T-Q schema 'SERIE' .............................................................................. 105

Figura 6.4 - Diagramma T-Q schema 'PARALLELO' ................................................................. 105

Figura 7.1 - Accumulo a sali: sensitività sul prezzo dell'elettricità venduta in 'extra-power' ... 126

Figura 7.2 - Accumulo a sali: analisi sensitività sul costo del gas naturale ................................. 127

Figura 7.3 - Accumulo a sali: analisi di sensitività sulle ore di esercizio al minimo tecnico .... 128

Figura 7.4 - Accumulo a sali: analisi di sensitività sui CAPEX del ciclo con accumulo .......... 130

Figura 7.5 - Accumulo a sali e olio: sensitività sul prezzo dell'elettricità venduta in 'extra-

power' ................................................................................................................................................... 131

Figura 7.6 - Accumulo a sali e olio: analisi di sensitività al variare di h@'NO-ST' ................... 132

Figura 8.1 - Aree di convenienza relativa centrali con e senza accumulo .................................. 135

Figura 8.2 - Ciclo convenzionale: profilo di produzione maggio lavorativi............................... 137

Figura 8.3 - Ciclo con accumulo: profilo di produzione maggio lavorativi ............................... 138

Figura 8.4 - Aree di convenienza impianto con accumulo termico ............................................ 139

Figura 8.5 - Accumulo vs convenzionale: calcolo pmax per pmin 30€/MWh ....................... 140

Figura 8.6 - Ciclo convenzionale: profilo di produzione maggio festivi .................................... 141

Figura 8.7 - Ciclo con accumulo: profilo di produzione maggio lavorativi ............................... 142

IX

Lista delle Tabelle

Tabella 3.1 - Condizioni ambiente di riferimento ............................................................................ 29

Tabella 3.2 - Caratteristiche termodinamiche del gas naturale ....................................................... 29

Tabella 3.3 - Assunzioni usate nel calcolo della sezione a vapore a recupero .............................. 34

Tabella 3.4 - Prestazioni di design TGCC e confronto con valori da catalogo ........................... 36

Tabella 3.5 - Prestazioni del turbogas ................................................................................................ 37

Tabella 3.6 - Specifiche del gruppo di turbine a vapore .................................................................. 38

Tabella 3.7 - Confronto tra risultati di progetto e off-design al 100% del carico ........................ 42

Tabella 4.1 - Perdite di carico HRSG, lato gas al variare dell'area della sezione trasversale ...... 56

Tabella 4.2 - Assunzioni usate nel calcolo del circuito sali ............................................................. 57

Tabella 4.3 - Assunzioni usante nel dimensionamento dei serbatoi .............................................. 59

Tabella 4.4 - Prestazioni di progetto ciclo con accumulo a sali fusi .............................................. 60

Tabella 4.5 - Confronto HRSG convenzionale e HRSG dotato di scambiatore fumi/sali ....... 66

Tabella 4.6 - Specifiche serbatoio di accumulo ................................................................................. 68

Tabella 5.1 - Soluzioni per il funzionamento a carico nominale continuo ................................... 75

Tabella 5.2 - Esercizio a carico nominale continuo: confronto ciclo con e senza accumulo .... 77

Tabella 5.3 - Confronto esercizio a carichi parziali continui .......................................................... 79

Tabella 5.4 - Prestazioni circuito sali al minimo tecnico ................................................................. 82

Tabella 5.5 - Risultati dell'esercizio al minimo tecnico e confronto con ciclo di riferimento .... 83

Tabella 5.6 - Prestazioni circuito sali in ‘extra-power’ ..................................................................... 89

Tabella 5.7 - Risultati dell esercizio in ‘extra-power’ e confronto con ciclo di riferimento........ 90

Tabella 5.8 - Analisi di sensitività al variare del ΔTpp tra fumi e sali ............................................ 95

Tabella 5.9 - Risultati esercizio off-design al variare di ΔTpp ........................................................ 96

Tabella 6.1 - Risultati di progetto ciclo con accumulo e confronto con riferimento ................ 106

Tabella 6.2 - Assunzioni effettuate sui ΔT caratteristici dell’HRSG ............................................ 107

Tabella 6.3 - Risultati al variare dei T caratteristici della caldaia ............................................... 107

Tabella 6.4 - Accumulo a sali e olio: risultati esercizio a carico nominale continuo ................. 109

Tabella 6.5 - Risultati esercizio al minimo tecnico ciclo con accumulo a sali e olio ................. 111

Tabella 6.6 - Ciclo con accumulo a sali e olio: risultati dell'esercizio di 'extra-power' .............. 113

Tabella 6.7 - Tempi caratteristici dei sistemi di accumulo a sali e olio ........................................ 114

Tabella 6.8 - Risultati dell'esercizio in 'NO-ST conditions’ .......................................................... 115

Tabella 7.1 - Accumulo a sali: analisi comparativa dei costi diretti. Costi in M€ ....................... 119

Tabella 7.2 - Ciclo con accumulo a sali: analisi dei CAPEX ......................................................... 121

Tabella 7.3 - Accumulo a sali e olio: analisi comparativa dei costi diretti. Costi in M€ ............ 122

Tabella 7.4 - Ciclo con accumulo a sali e olio: analisi dei CAPEX. Valori in M€ ..................... 123

Tabella 8.1 - Utile giornaliero dei giorni lavorativi di maggio 2015 ............................................. 138

X

Tabella 8.2 - Utile giornaliero dei giorni festivi di maggio 2015 .................................................. 142

XI

Lista degli Acronimi

IEA International Energy Agency

TGCC Turbine Gas Combined Cycle

PAN Piano di Azione Nazionale

CFL Consumi Finali Lordi

FER Fonti di Energia Rinnovabili

CIL Consumo Interno Lordo

MGP Mercato del Giorno Prima

PUN Prezzo Unico Nazionale

TES Thermal Energy Storage

PCM Phase Change Materials

CSP Concentrating Solar Power

CFBC Circulating Fluidized Bed Combustor

TIT Turbine Inlet Temperature

TOT Turbine Outlet Temperature

HRSG Heat Recovery Steam Generator

3PRH Triple Pressure + Re-Heat

LHV Lower Heating Value

TEC Total Equipment Cost

EPC Engineering, Procurement & Construction

CAPEX Capital Expeditures

CCF Carrying Charge Factor

CPH Condensate Pre-Heater

ECO Economiser

EVA Evaporator

SH Super-Heater

RH Re-Heater

DEA Deareator

FUEL HTR Fuel pre-Heater

ST Steam Turbine

HP High Pressure

MP Middle Pressure

LP Low Pressure

XIII

Bibliografia

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XIV

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