Compressori per frigoriferi

Classificazione dei compressori frigoriferi

Aperti

Ermetici Alternativi

Semiermetici

A due assi A vite

A pistone rotante

A palette

Scroll

Compressori

volumetrici

Rotativi Ad un asse

Monovite

Compressori

dinamici Compressori centrifughi

Compressori alternativi

Vo

lum

e m

ort

o

Pressione di aspirazione

Volume

Pressione di mandata

Pre

ssio

ne

1

2

4

3

2 3

4

Aspirazione

Compressione

Mandata

Corsa morta

Corsa x superficie del pistone

Ciclo ideale

Ciclo reale (qualitativo) di compressore volumetrico alternativo

Il parametro fondamentale per la valutazione di un compressore alternativo egrave lrsquoefficienza

volumetrica

ηv = (Portata effettiva) (Volume spazzato dal pistone middot densitagrave allrsquoaspirazione)

Il rendimento volumetrico egrave inferiore ad uno per effetto di

bull Perdite attraverso le tenute del pistone

bull Perdite di carico in aspirazione e scarico

bull Riscaldamento del gas aspirato da parte delle pareti del cilindro

bull Ri-espansione del gas compresso rimasto nel volume morto

Il rendimento volumetrico dipende in primo luogo dal rapporto di compressione Dato un volume

morto V3 esprimibile in funzione del volume massimo V1 dal parametro

m = [V3 (V1 ndash V3)]

si ha un volume effettivo di inizio dellrsquoaspirazione V4 maggiore di V3 per cui si puograve calcolare un

rendimento volumetrico teorico

ηvc = [(V1 ndash V4) (V1 ndash V3)] = 1 ndash m (V4V3 ndash 1)

Il rapporto V4 V3 egrave calcolabile assumendo una espansione adiabatica dei gas residui

La potenza egrave calcolabile in funzione della portata G e del salto entalpico come

P = G ∆h

Il rendimento adiabatico di compressione ηc = ∆hideale∆h ha un andamento rapidamente crescente

con il rapporto di compressione sino ad un massimo (di solito superiore allrsquo80) e poi lentamente

decrescente verso i rapporti di compressione maggiori

Le unitagrave piugrave grandi hanno lubrificazione forzata e quindi contaminano il fluido refrigerante con olio

lubrificante che deve essere separato per coalescenza

Il raffreddamento puograve essere ad aria o ad acqua questrsquoultimo permette una temperatura di mandata

inferiore di una quindicina di gradi

Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde

di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di

compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata

La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico

rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72

La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri

Compressori alternativi con cilindri disposti a W

I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni

al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di

tenuta

Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e

chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione

semiermetica)

Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il

motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il

flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed

il motore elettrico

In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e

rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a

garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo

ospita in assenza di manutenzione

Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul

numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore

Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione

escludendo alcuni cilindri con apposite valvole

Compressori alternativi a cilindrata variabile

Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il

compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile

Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche

di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori

ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto

La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante

Wobble plate biella articolata su snodi sferici

Swash plate biella articolata su camma

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Ciclo reale (qualitativo) di compressore volumetrico alternativo

Il parametro fondamentale per la valutazione di un compressore alternativo egrave lrsquoefficienza

volumetrica

ηv = (Portata effettiva) (Volume spazzato dal pistone middot densitagrave allrsquoaspirazione)

Il rendimento volumetrico egrave inferiore ad uno per effetto di

bull Perdite attraverso le tenute del pistone

bull Perdite di carico in aspirazione e scarico

bull Riscaldamento del gas aspirato da parte delle pareti del cilindro

bull Ri-espansione del gas compresso rimasto nel volume morto

Il rendimento volumetrico dipende in primo luogo dal rapporto di compressione Dato un volume

morto V3 esprimibile in funzione del volume massimo V1 dal parametro

m = [V3 (V1 ndash V3)]

si ha un volume effettivo di inizio dellrsquoaspirazione V4 maggiore di V3 per cui si puograve calcolare un

rendimento volumetrico teorico

ηvc = [(V1 ndash V4) (V1 ndash V3)] = 1 ndash m (V4V3 ndash 1)

Il rapporto V4 V3 egrave calcolabile assumendo una espansione adiabatica dei gas residui

La potenza egrave calcolabile in funzione della portata G e del salto entalpico come

P = G ∆h

Il rendimento adiabatico di compressione ηc = ∆hideale∆h ha un andamento rapidamente crescente

con il rapporto di compressione sino ad un massimo (di solito superiore allrsquo80) e poi lentamente

decrescente verso i rapporti di compressione maggiori

Le unitagrave piugrave grandi hanno lubrificazione forzata e quindi contaminano il fluido refrigerante con olio

lubrificante che deve essere separato per coalescenza

Il raffreddamento puograve essere ad aria o ad acqua questrsquoultimo permette una temperatura di mandata

inferiore di una quindicina di gradi

Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde

di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di

compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata

La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico

rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72

La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri

Compressori alternativi con cilindri disposti a W

I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni

al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di

tenuta

Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e

chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione

semiermetica)

Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il

motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il

flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed

il motore elettrico

In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e

rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a

garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo

ospita in assenza di manutenzione

Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul

numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore

Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione

escludendo alcuni cilindri con apposite valvole

Compressori alternativi a cilindrata variabile

Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il

compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile

Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche

di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori

ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto

La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante

Wobble plate biella articolata su snodi sferici

Swash plate biella articolata su camma

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde

di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di

compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata

La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico

rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72

La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri

Compressori alternativi con cilindri disposti a W

I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni

al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di

tenuta

Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e

chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione

semiermetica)

Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il

motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il

flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed

il motore elettrico

In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e

rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a

garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo

ospita in assenza di manutenzione

Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul

numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore

Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione

escludendo alcuni cilindri con apposite valvole

Compressori alternativi a cilindrata variabile

Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il

compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile

Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche

di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori

ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto

La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante

Wobble plate biella articolata su snodi sferici

Swash plate biella articolata su camma

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e

rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a

garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo

ospita in assenza di manutenzione

Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul

numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore

Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione

escludendo alcuni cilindri con apposite valvole

Compressori alternativi a cilindrata variabile

Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il

compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile

Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche

di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori

ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto

La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante

Wobble plate biella articolata su snodi sferici

Swash plate biella articolata su camma

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressori alternativi a cilindrata variabile

Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il

compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile

Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche

di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori

ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto

La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante

Wobble plate biella articolata su snodi sferici

Swash plate biella articolata su camma

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressori Scroll

Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni

meccaniche di precisione

Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un

rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il

centro formando camere a volume descrescente

Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro

Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar

I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a

vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica

Statore Rotore

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressore ermetico scroll

Trascinamento orbitante

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Principio di funzionamento del compressore scroll

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressori a palette

Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di

aspirazione

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione

Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressori a vite

Vista esterna

Spaccato

Sezione orizzontale

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Sezione trasversale

Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)

Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm

Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto

lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la

carcassa in una serie di vani a tenuta

Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)

chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e

conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata

Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il

vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della

pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato

p

aspirazione

chiusura lucedi aspirazione

trasferimento

compressione

apertura lucedi mandata

scarico

Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione

7

6

54321

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito

ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata

Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk

Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono

26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha

ρ 26 36 42 5

β 381 601 746 952

Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello

proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del

quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di

compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni

superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni

Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di

compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave

basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori

Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al

punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico

Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione

delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della

non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp

10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70

per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite

intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi

Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore

alternativo

La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori

La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione

generando un considerevole rumore a frequenze udibili

Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole

a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore

in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere

raffreddato prima della re-iniezione

Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Compressori dinamici

In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi

impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti

Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico

Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

Prestazioni dei compressori volumetrici

La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata

dalla UNI EN 12900 del luglio 2008

ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo

di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per

fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e

doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere

una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di

refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale

ove applicabilerdquo

La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave

EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -

Part 1Basic

requirements definitions classification and selection criteria

EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test

methods - Part 1 Refrigerant compressors

ISO 817 Refrigerants - Designation system

Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare

- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la

compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione

- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che

attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del

compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il

refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore

specificato in Tabella 1

- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del

refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di

sotto dellrsquoebollizione

- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante

alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del

compressore

- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza

allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore

- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma

tabulare o grafica includendo

a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2

c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K

d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K

e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere

specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore

Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si

riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali

I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3

I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui

sono dedotte le proprietagrave termodinamiche

Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave

richiesto un separatore di olio per ottenerle

Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue

X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD

2 + C7middotS

3 + C8middotDmiddotS

2 + C9middotSmiddotD

2 + C10middotD

3

dove

X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)

S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)

D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)

C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali

Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle

tolleranze definite in tabella 3