Tecnologie per il recupero energetico da motori a combustione interna di piccola potenza

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accoppiamenti diretti con alternatori o altro, senza la presenza di riduttori. Inoltre le minori 
velocità rendono l’erosione molto minore. 
Per rendere più chiare le differenze tra i cicli a fluido organico rispetto a quelli ad acqua, nei 
paragrafi 2.2, 2.3 e 2.4 si mostrano alcuni esempi di calcolo. Interessante è notare che i 
rendimenti ottenuti sono più alti nel caso dell’acqua, denotando quindi il fatto che la ragione 
principale per cui i rendimenti ottenuti con i fluidi organici risultano maggiori per le basse 
temperature e potenze non è da ricercarsi nel rendimento termodinamico, bensì nelle varie 
proprietà del ciclo sopra descritte. 
La tecnologia ORC, nata negli anni 70-80, ha preso piede solamente in questi ultimi quindici 
anni, grazie ad aziende specializzate che forniscono impianti standardizzati di facile 
installazione. Essa trova applicazione in tutti quei casi in cui la temperatura della sorgente 
calda non è elevata, come nella geotermia e negli impianti solari, oppure nel caso in cui le 
potenze non sono elevate, come nel recupero del calore dei fumi di scarico da microturbine 
a gas oppure da motori a combustione interna fissi e nell’utilizzo delle biomasse. Ciascuna di 
queste applicazioni viene esaminata all’interno del capitolo. Si forniscono poi, oltre che una 
serie di dati di applicazioni esistenti, anche i dati di impianti ORC standardizzati prodotti dalla 
ditta italiana “Turboden”, per avere una panoramica delle potenze più comuni adottate nel 
mercato europeo. 
 
Nel capitolo 3, infine, si effettuano alcuni esempi di calcolo di impianti applicati ai trattori 
Nel paragrafo 3.1 si prendono in considerazione i dati di numerosi trattori. In particolare, per 
ogni motore considerato, si forniscono potenza meccanica, percentuale di energia ai fumi, al 
raffreddamento e agli attriti, e da questi si calcolano le potenze relative. 
Nel paragrafo 3.2 si esamina un impianto molto semplice, in cui c’è la presenza di un unico 
scambiatore di calore con i gas. Per esso si ottengono potenze interessanti, per esempio per 
il motore che viene indicato poi con la lettera D, da 74 kW di potenza meccanica, il ciclo 
fornisce ulteriori 5.6 kW. Purtroppo questa potenza è necessaria quasi nella sua totalità per 
alimentare il flusso d’aria della convezione forzata prevista nel condensatore. Oltre a questo 
gravissimo problema, si aggiunge il fatto che le dimensioni del condensatore sono molto 
elevate. Il generatore di vapore invece risulta essere di dimensioni assolutamente compatibili 
con le disponibilità di spazio nel mezzo agricolo. Un altro punto interrogativo è dato dalla 
turbina. La scelta della tipologia da adottare è ricaduta su una turbina ad azione, Curtis a 
due salti di velocità. Dai conti risulta un’elevata velocità di rotazione, nonchè dimensioni 
dell’ugello decisamente piccole. Questi due fattori potrebbero infatti rendere la costruzione 
della turbina più complicata di quanto desiderabile. Non ultimo infatti sono le considerazioni 
economiche, che in questa tesi non vengono toccate. 
Nel paragrafo 3.3 si studia la maniera di sfruttare anche la potenza di raffreddamento del 
motore. Essa assume valori che possono essere interessanti, ma purtroppo è disponibile ad 
una temperatura troppo bassa. I numerosi cicli esaminati hanno infatti dato il responso che 
non è possibile sfruttare tale energia in quanto i rendimenti ottenuti sono dell’ordine di 
appena il 3%.  
Nel paragrafo 3.4 infine si è voluto analizzare l’impianto adottato dalla BMW e facente parte 
del progetto di ricerca denominato “Turbosteamer”. Anche la grossa casa automobilistica 
infatti si sta muovendo in questa direzione. Il suo impianto prevede due circuiti separati. Il 
primo, ad alta temperatura, sfrutta il calore dei gas prima della marmitta e parte di quello 
dopo la marmitta. Il secondo, a bassa temperatura, sfrutta il calore rimanente dei gas di 
scarico, il calore del condensatore del primo circuito, e la potenza di raffreddamento del 
motore. Essendo provvisti solamente di una bozza dello schema di impianto, ma di nessun 
dato, anche in questo caso si sono dovute stimare potenze e temperature. Per mantenere 
una connessione con gli esempi precedenti, sono stati analizzati i medesimi motori, 
applicando quindi l’impianto della BMW non ad una auto ma bensì ad un trattore. 
Anche qui, come sopra, si è visto che l’utilizzo della potenza di raffreddamento non è 
fattibile, anche se sembra difficile che una casa costruttrice come la BMW possa non essersi 
resa conta del fatto.  
  
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1  I cicli diretti a vapore 
 
1.0  Generalità 
 
Come già annunciato nell’introduzione, questo capitolo ha lo scopo di ricordare al lettore le 
caratteristiche peculiari di tutti gli impianti a vapore, sia esso proveniente dall’acqua che da 
qualsiasi altro fluido. 
Un ciclo diretto è un ciclo termodinamico che permette di trasformare parte dell’energia 
interna di un fluido caldo in lavoro meccanico. 
Essi si contrappongono ai cicli inversi dove la trasformazione avviene nel senso opposto, cioè 
dove si trasforma il lavoro in calore.  
L’ulteriore precisazione “a vapore” serve per distinguerli dai cicli diretti a gas in quanto si 
prende in considerazione cicli ove il fluido di lavoro non si mantiene sempre in forma 
gassosa ma cambia fase, diventando quindi anche liquido. 
Nei cicli a gas invece non c’è il cambiamento di fase. 
Naturalmente i cicli a vapore e a gas presentano i loro particolari vantaggi e svantaggi, 
altrimenti non se ne giustificherebbe l’esistenza contemporanea nella tecnica industriale.  
Preannunciando quanto verrà ampliato in modo più completo nei successivi paragrafi, si può 
dire che i cicli a vapore permettono di ottenere rendimenti più elevati in quanto le spese di 
compressione, necessarie nel ciclo, sono modeste, a differenza di quanto accade per i cicli a 
gas,dove queste spese sono dello stesso ordine di grandezza del lavoro ottenuto tramite 
l’espansione; questo è dovuto al fatto che nella fase di compressione il fluido si trova allo 
stato di liquido e quindi il lavoro necessario per unità di massa è molto più piccolo rispetto a 
quello necessario per comprimere la stessa quantità di fluido presente invece allo stato 
gassoso. 
Gli svantaggi più importanti invece sono la complessità di impianto che prevede un 
evaporatore ed un condensatore, apparecchiature  piuttosto ingombranti, e la lentezza 
nell’attivazione e nella preparazione dello stesso (anche parecchie ore). 
Il fluido di lavoro più usato è l’acqua. Esso infatti presenta importanti caratteristiche come 
l’abbondanza in natura, la grande capacità termica, la possibilità di cambiare fase in 
condizioni termodinamiche di temperatura e pressione compatibili con i materiali di 
costruzione delle turbine e del resto dell’impianto. 
Le possibilità di questo fluido sono comunque limitate ad un certo campo di applicazioni, che 
non comprendono quelle a temperatura bassa, dove si preferisce l’utilizzo dei fluidi organici. 
Questa parte verrà approfondita nel successivo capitolo.  
 
 
1.1  I cicli ideali Rankine ed Hirn 
 
 I cicli Rankine ed Hirn sono dei cicli ideali di riferimento per i cicli diretti a vapore. La 
differenza tra i due sta nel fatto che nel ciclo Rankine le condizioni del vapore prima 
dell’ingresso in turbina sono di vapore saturo secco, mentre nel ciclo Hirn il vapore viene 
surriscaldato.  
 
Ciclo Rankine 
 
Si consideri la figura 1.1.1, e di essa la curva 1 2’ 3’ 4’. Il ciclo si compone di 4 fasi: 
- compressione adiabatica isoentropica 1-2 del fluido che si trova allo stato liquido; 
per far questo è necessaria una fornitura di lavoro da parte di una pompa, lavoro 
che è comunque piccolo rispetto alle altre quantità in gioco nell’impianto 
- fornitura di calore a pressione costante 2-3’, il fluido in questo passaggio prima si 
riscalda fino a raggiungere il limite inferiore della curva di Andrews, poi evapora, fino 
a raggiungere il limite superiore. L’adduzione di calore è ottenuta tramite un 
apparecchio chiamato generatore di vapore. 
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- espansione adiabatica isoentropica 3’-4’ in turbina; qui una parte dell’energia 
termica contenuta nel vapore si trasforma in energia meccanica che viene raccolta 
dalle pale della turbina. 
- sottrazione di calore a pressione costante 4’ -1; il fluido pertanto condensa 
riportandosi nella condizione 1, pronto per subire un’altra compressione da parte 
della pompa. 
 
Figura 1.1.1 – Ciclo diretti a vapore su diagramma entropia – temperatura : la linea continua 
è riferita al ciclo Hirn, mentre la variante tratteggiata appartiene ad un ciclo Rankine. 
 
 
Ciclo Hirn 
 
In tal caso vi è anche surriscaldamento del vapore. Pertanto riconsiderando la figura 1.1.1 la 
curva da considerare è quella completamente in tratto continuo 1 2’ 3’ 3 4. 
Rispetto al ciclo Rankine, la fornitura di calore a pressione costante si prolunga fino al punto 
3, dove il fluido si troverà nelle condizioni di vapore surriscaldato. 
La fase 3-4 è sempre un’espansione adiabatica isoentropica, solamente che in questo caso il 
titolo di vapore a fine espansione è maggiore rispetto a quello del ciclo Rankine, 
consentendo pertanto una minore usura delle pale delle turbine, sensibili agli urti delle 
goccioline di umidità. 
La fase 4-1 rimane sempre una sottrazione di calore a pressione costante. 
 
 
1.2  I cicli reali 
 
 
Figura 1.2.1 Ciclo Rankine ed Hirn reali tracciato sopra il ciclo ideale 
 
I cicil ideali illustrati nel paragrafo precedente presentano alcune differenze rispetto quelli 
reali. 
Ciclo ideale 
 
Ciclo Reale 
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Prendendo per esempio in considerazione il ciclo Hirn rappresentato in figura 1.2.1 si può 
dire che, in realtà, la fornitura di calore 1-3 non può essere a pressione costante a causa 
delle perdite di carico necessarie per il deflusso del fluido nei tubi del generatore di vapore. 
Stessa osservazione naturalemente va fatta per il deflusso all’interno del condensatore, per 
cui anche il tratto 4-1 si presenta leggermente inclinata. 
Per quanto riguarda la compressione 1-2 e l’espansione 3-4, esse non possono essere 
considerate isoentropiche a causa delle irreversibilità nella pompa e nella turbine. Il risultato 
di quanto detto è una diminuzione del rendimento del ciclo, a parità di condizioni al 
contorno, in quanto l’area dello stesso viene a diminuire in modo non trascurabile. 
 
 
1.3  Tecnologie per migliorare i rendimenti 
 
Lasciando perdere tutte le particolarità costruttive dei singoli elementi, che fanno parte 
dell’”arte” della costruzione e dei dettagli ingegneristici, si possono evidenziare alcuni trucchi 
usati spessissimo nei grossi impianti e che consentono grandi migliorie ai rendimenti degli 
stessi. Lo scopo è quello di  ingrandire l’area del ciclo (che corrisponde ad un aumento del 
rendimento). Ciò si traduce nelle seguenti azioni: 
- alzare la pressione di adduzione di calore; 
- diminuire la pressione di sottrazione di calore; 
- spostare a destra e a sinistra rispettivamente le curve di espansione e di 
compressione. 
Aumentando la pressione di compressione, si ottiene effettivamente un ingrandimento 
dell’area, purtroppo però si vengono a creare problemi inerenti il titolo di fine espansione. 
Alzando la pressione, infatti, il punto 3 si sposta verso sinistra, e quindi anche il punto 4 di 
fine espansione si troverà spostato a sinistra. Si ricorre pertanto al cosiddetto 
risurriscaldamento, che consiste in un fornitura di calore eseguita sul vapore che esce dal 
primo stadio di espansione. Nella pratica si tratta perciò di modificare  la turbina di 
espansione suddividendola in uno o più compartimenti. 
Si nota che il risurriscaldamento, oltre a risolvere il suddetto problema, sposta la curva di 
espansione verso destra, provocando un ulteriore ingrandimento dell’area. 
Si nota altresì che è necessario che la T3 (detta anche TIT cioè temperatura di ingresso 
turbina) non superi una certa soglia per motivi di carattere tecnologico, ed infatti nella figura 
1.3.1 questo è reso ben evidente dal fatto che le temperature prima dell’ingresso in turbine 
non superano un livello massimo 
 
 
Figura 1.3.1 – Risurriscaldamento nel ciclo Hirn  
 
Diminuendo la pressione di fine espansione si riesce ad abbassare la curva 4-1. Solitamente 
gli impianti ad acqua possiedono uno scambiatore di calore isolato dall’esterno, pertanto la 
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pressione viene resa minore di quella atmosferica, e si arriva a circa 5kPa, alla quale 
corrisponde una temperature di circa 33 °C. 
 
Esiste un altro metodo per incrementare il rendimento, questa volta a scapito della potenza. 
La zona di adduzione di calore nel grafico può essere scomposta, per un ciclo Hirn, in 3 
settori, ciascuno dei quali si riferisce rispettivamente all’economizzatore (dove l’acqua viene 
scaldata), al vaporizzatore e al surriscaldatore. La prima di queste tre fasi è quella a più 
basso rendimento. Si può facilmente dimostrare che, l’utilizzo di parte del calore del vapore 
surriscaldato per riscaldare l’acqua, aumenta il rendimento, anche se a scapito della Potenza 
meccanica in uscita. Questa tecnologia, utilizzata in tutti gli impianti, è detta rigenerazione. 
La figura 1.3.2 illustra un ciclo Hirn con rigenerazione. La linea tratteggiata sta ad indicare il 
vapore spillato nel punto A ed inviato a monte dell’impianto. 
Gli spillamenti possono arrivare anche ad un numero di otto. 
 
 
Figura 1.3.2 – Ciclo Hirn con rigenerazione 
 
È superfluo ricordare che ciascuno di questi accorgimenti tecnici comporta un costo non 
indifferente, pertanto la loro applicazione è basata, prima di tutto, su considerazioni di 
carattere economico.