Cicli Inversi Frigoriferi e Pompe Di Calore

7/22/2019 Cicli Inversi Frigoriferi e Pompe Di Calore

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Cicli inversi SEA - GPM 05/06

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Cicli inversi

I cicli inversi hanno lo scopo di asportare calore da una sorgente

fredda (Cicli frigoriferi) o di trasferirlo ad una sorgente calda(Pompe di calore), utilizzando in ingresso o lavoro meccanico

od energia sotto diverse forme (chimica, elettrica, calore).

Il principio di base di un ciclo inverso esemplificato dalla

macchina inversa di Carnot, che assorbe energia meccanica con

leffetto (frigorifero) di sottrarre energia alla sorgente fredda e di

trasferire calore (pompa di calore) alla sorgente calda:

Figura ci1 - Ciclo inverso di

Carnot

Per i cicli inversi, invece di parlare

di rendimento si parla spesso diCOP (Coefficiente di prestazione),

definito evidentemente come

rapporto tra effetto energetico utile

ed energia (lavoro).

Nel caso del ciclo frigorifero, leffetto utile risulta la sottrazione

del calore Q2alla sorgente fredda, per cui il COP dato da:

COPFR = Q2/W (ci1)


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Nel caso della pompa di calore, leffetto utile risulta il

trasferimento del calore Q1alla sorgente calda, per cui il COP

dato da:

COPPC= Q1/W (ci2)

Essendo poi necessariamente per la conservazione dellenergia

W++ Q2++ Q1- = 0 (ci3)

ovvero (utilizzando i valori assoluti):

W + Q2 = Q1 (ci4)

il COPPC della pompa di calore (a parit di macchina e di ciclo)

risulta superiore di 1 al COPFR

della macchina frigorifera (il che

rappresenta un sensibile vantaggio per queste tipologie

applicative, comuni nelle soluzioni pi innovative per il

riscaldamento domestico):

COPPC = Q1/W = (Q2+ W) /W = COPFR + 1 (ci5)


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Cicli Frigoriferi a Compressione

Cicli Frigoriferi a compressione semplice

(Esercizio RefGpm1.ees)La macchina di Carnot operante in modo inverso opera

comunque con due trasformazioni di scambio termico isoterme e

due trasformazioni adiabatiche isentropiche (compressione ed

espansione), in modo da dare luogo ad un ciclo esternamente

(scambio termico) ed internamente (attriti) reversibile.

Nella realt risulta conveniente mantenere a temperatura

costante le trasformazioni di scambio termico, in modo da nonessere eccessivamente penalizzati dalle irreversibilit connesse

allo scambio termico con differenza finita di temperatura; per

fare ci si ricorre al solito a sistemi con transizione di fase, in

modo che le trasformazioni isobare siano anche isoterme.

Quanto alle irreversibilit, si nota facilmente che, essendo Ds =

DQ/T, al diminuire della temperatura le variazioni di entropia (e

di conseguenza leffetto negativo delle irreversibilit di qualsiasispecie) diventano sempre pi rilevanti. Per tale motivo, nel

campo delle basse temperature occorre porre attenzione nel

minimizzare le irreversibilit, ancora pi che nel caso dei cicli

diretti.

Daltra parte, le trasformazioni di compressione ed espansione

potranno essere con buona approssimazione adiabatiche, ma non

isentropiche; inoltre, i problemi legati allespansione nella zonabifase con consistenti percentuali di liquido rendono in genere

improponibile lutilizzo del lavoro di espansione, che viene

totalmente perso. Di conseguenza, come espansore si utilizza un

dispositivo statico (valvola, tubo capillare) in luogo di una

turbina.

A seguito di tutto ci lo schema di impianto quello di Figura

ci2, ed il ciclo corrispondente rappresentato in Figura ci3.


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Figura ci2 - Schema di impianto Figura ci3 - Ciclo frigorifero

frigorifero a compressione limite e reale a compressione

(piano T-s)

Le trasformazioni del ciclo sono le seguenti:

1-2 Espansione adiabatica isentropica (ciclo limite) da p1 a

p2; la trasformazione inizia dal punto 1 (liquido saturo) e terminain condizioni di vapore umido. In figura ci2 rappresentata

come effettuata in una turbina, ma solo in impianti di grandi

dimensioni pu valere la pena di recuperare in tal modo il lavoro

di espansione (con la difficolt del fatto che lespansione inizia

dal liquido e termina con bassissima frazione di vapore). Nella

pratica, lespansione realizzata in una valvola od in un

capillare, e quindi non produce lavoro e non certamente

isentropica.

2-3 Evaporazione isobara (sistema aperto in regime

permanente; la trasformazione, nel campo del vapore saturo,

anche isoterma). In tale fase avviene leffetto utile, ovvero la

sottrazione del calore Q2 alla sorgente fredda.

T2

T1

T

s

14R

4

32R2


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3-4 Compressione adiabatica isentropica (ciclo limite) da p2

a p1; praticamente realizzata in modo sempre adiabatico ma

irreversibile (e quindi non isentropica) in una macchina dedicata

(compressore) con rendimento non unitario. Inizia dal punto 3

(vapore saturo) e termina nel ciclo reale - al punto 4R, di

norma in condizioni di vapore leggermente surriscaldato. I

compressori utilizzati vanno dagli alternativi (piccole

potenzialit) a quelli a vite ed infine ai centrifughi (grandi

potenzialit).

4-1 Condensazione isobara (sistema aperto in regime

permanente; la trasformazione, nel campo del vapore saturo, anche isoterma). In tale fase avviene viene fornito il calore Q1alla sorgente calda.

Comune nelle applicazioni

frigorifere lutilizzo del

piano termodinamico

entalpia-pressione (p-h),

che consente di

visualizzare comunque

con segmenti orizzontali

gli scambi energetici (sia

sotto forma di lavoro che

di calore), ed evidenzia

comunque la suddivisione

del ciclo nelle due zone di

alta e bassa pressione

(Figura ci4).

Il coefficiente di prestazione per il ciclo semplice inverso a

compressione risulta:

COPFR= Q2/W34= (h3- h2)/ (h4- h3) (ci6)

Figura ci4 - Ciclo frigorifero a

compressione nel piano p-h

p

h

4R4

32R2

1


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Lirreversibilit nella trasformazione 1-2 di espansione

comporta che il titolo x2finale risulta superiore al titolo x2sche

si avrebbe con una trasformazione reversibile; di conseguenza,

h2>h2s e leffetto frigorifero risulta inferiore nel ciclo reale

rispetto al ciclo limite, essendo in ogni caso:

Q2= h3- h2= (1-x2) DHfg (ci7)

Esempio 1 : Ciclo ad ammoniaca per refrigerare da

25C a -10C.

Ciclo di Carnot di confronto:

COPFR CARNOT= T2/(T1- T2) = 263/(298-263) = 7.5

Dalle tabelle termodinamiche dellammoniaca (NH3):

p1 = 10.2 ata = 1.003 MPah1= hf 25 = h2= 536.3 kJ/kg

(trasf. parisentalpica nella valvola)

p2 = 2.96 ata = 0.291 MPah3= hg -10=1669 kJ/kg, s3= sg -10=8.9438 kJ/(kg K)

hf -10= 372.8 kJ/kg, hfg= 1296.4 kJ/kg

h2= 536.3 kJ/kg = hf -10+ x2 hfgx2= 0.126 Titolo di vapore a fine espansione nella valvola

h4= 1833 kJ/kg dal diagramma T-s o p-h, trasformazioneisentropica (s4= s3, ciclo limite) fino a p = 1.003 MPa.Q2= h3- h2= 1135 kJ/kg Effetto frigorifero

W = h4- h3= 164.6 kJ/kg Lavoro di compressione

COPFR= Q2/W34= (h3- h2)/ (h4- h3) = 6.88


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ovvero, per effetto delle sole irreversibilit nella valvola dilaminazione:

COPFR/ COPFR CARNOT= 0.91

E anche da tenere presente che nella trasformazione didesurriscaldamento a 1.003 MPa la temperatura direiezione del calore superiore ai 25C, il che costituisceuna ulteriore penalizzazione rispetto al ciclo di Carnot.

Volendo passare alla potenza effettiva assorbita ed alcalore sottratto per unit di tempo, occorre moltiplicare sia

W che Q2per la portata di fluido frigorigeno. Ad esempio,utilizzando un compressore della potenza teorica di 10 kWnellesempio attuale si otterrebbe una portata diammoniaca pari a m = 0.0607 kg/s = 219 kg/h, ed unvalore di Q2= 68.8 kW. E comune nella tecnica esprimereleffetto frigorifero in frigorie/ora (le frigorie sono le kCalsottratte, 1 kCal = 4.1867 kJ; per cui 1 kW = 1(kJ/kCal)(kCal/h)(h/s) = (1/4.1867) /(1/3600) = 860 frig/h.

Di conseguenza, limpianto in questione con W = 10 kWrende un effetto frigorifero pari a Q2= 68.8 kW = 59182frig/h. Ai fini del dimensionamento del compressore, interessante rilevare che nelle condizioni di aspirazioneallo stesso v3 = 0.4184 m

3/kg, per cui la portatavolumetrica in ingresso risulta pari a 0.0254 m3/s = 91.4m3/h; ipotizzando una velocit del flusso dellordine dei 20

m/s, si ha una sezione di ingresso di 0.00127 m2

,corrispondenti ad una sezione circolare di circa 40 mm didiametro.

Cicli Frigoriferi perfezionati a compressione(Esercizi RefGpm2.ees, RefGpm3.ees)

Il ciclo di base di Figura ci3 si presta (per valori usuali della

temperatura di condensazione, pari a circa 40C), a produrre

freddo fino a temperature dellordine di -30C. Al di sotto di tali


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valori, pu essere utile adottare un ciclo a compressione

interrefrigerata (Figura ci7), secondo lo schema di Figuraci8.

Figura ci7 - Ciclo frigorifero Figura ci8 - Impianto frig.roa compressione interrefrigerata a compr. interrefrigerata

Il vantaggio dellinterrefrigerazione della compressione la

riduzione del lavoro di compressione a parit di pressioni

terminali e di perfezionamento delle macchine (rendimento

politropico); una ulteriore alternativa quella di dividere in due

anche la trasformazione di laminazione, ricorrendo ad un

separatore posto a pressione intermedia, secondo loschema circuitale di Figura ci10 ed il ciclo di Figura ci9.


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Figura ci9 - Ciclo frigorifero Figura ci10 - Impianto

bipressione frigorifero bipressione

Con lo schema risultante, a doppio livello di pressione si ottengonovantaggi, visualizzati - rispetto anche al ciclo a compressioneinterrefrigerata - dalla maggiore area del ciclo (lavoro specifico), edalleffetto utile migliorato (aumento del calore asportatoallevaporatore). Tali vantaggi sono ottenuti ad un costo contenuto, inquanto il separatore intermedio (sostanzialmente uno scambiatore amiscela) risulta pi economico di un interrefrigeratore a superficie, ed ilcosto della duplicazione dellorgano di laminazione contenuto.

Lentit dei vantaggi della soluzione bipressione dipende molto dallaforma della curva limite del liquido; in pratica molti fliuidi frigorferi hannola curva limite quasi verticale, od addirittura con pendenza negativa; inquesto caso i vantaggi rispetto alla semplice interrefrigerazione dellacompressione possono essere molto modesti.


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Si noti peraltro che portate differenti circolano nei due settoridellimpianto (bassa ed alta pressione), con il rapporto tra le portateimposto dal bilancio del nodo di miscelazione:

meh6+ mch2-meh3- mch7= 0 (ci8)

ovvero:

me/ mc= (h7- h2)/ (h6- h3) (ci9)

per cui :

COPFR = Q2/W = [me(h5-h4)]/[mc(h8-h7)+me(h6- h5)]=

= [(h5-h4)]/[(h6- h3)(h8-h7)/(h7-h2)+(h6- h5)] (ci10)

Esempio 2: Ciclo ad ammoniaca per refrigerare da

25C a -10C. Valutare in alternativa allesempio 1 le

prestazioni di cicli con compressione interrefrigerata

od a doppio livello di pressione.

Si sceglie un valore intermedio di pressione p4= p5=(p1 * p2)

= 0.54 MPa (media geometrica), come praticacomune nelle compressioni interrefrigerate, in modo che Idue rapporti di compressione siano uguali.

Dalle tabelle termodinamiche dellammoniaca (NH3):

p1 = 10.2 ata = 1.003 MPa

h1= hf 25 = h2= 536.3 kJ/kg

(trasf. parisentalpica nella valvola)


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p2 = 2.96 ata = 0.291 MPah3= hg -10=1669 kJ/kg, s3= sg -10=8.9438 kJ/(kg K)

h4= 1745 kJ/kg dal diagramma T-s o p-h, trasformazioneisentropica (s4= s3, ciclo limite) fino a p = 0.54 MPa.

h5= hv 0.54= 1687.4 kJ/kg s5= sv 0.54= 8.733 kJ/(kgK)

Il calore che deve essere sottratto nello scambiatore diinterrefrigerazione risulta Qic= h4- h5 =58.4 kJ/kg.

s6 = s5, h6 = 1758.4 kJ/kg dal diagramma T-s o p-h,

trasformazione isentropica (s6= s5, ciclo limite) fino a p =1.003 MPa.

Q2= h3- h2= 1135 kJ/kg Effetto frigorifero

W = (h4 - h3 ) + (h6 - h5 ) = 146.85 kJ/kg Lavoro dicompressione (si confronti con i 164.6 kJ/kg del caso noninterrefrigerato)

COPFR= Q2/W34= (h3- h2)/ (h4- h3) = 7.714

che risulta superiore al valore relativo al ciclo inverso diCarnot, a seguito delle approssimazioni nellinterpolazionedei valori di entalpia dal diagramma p-h.

Volendo passare alla potenza effettiva assorbita ed al

calore sottratto per unit di tempo, occorre moltiplicare siaW che Q2per la portata di fluido frigorigeno. Ad esempio,utilizzando un compressore della potenza teorica di 10 kWnellesempio attuale si otterrebbe una portata diammoniaca pari a m = 0.068 kg/s = 245 kg/h, ed un valoredi Q2= 77.3kW= 66470 frig/h.


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Cicli Frigoriferi a compressione in serie

Per arrivare alle temperature pi basse, unaltra soluzione convenienterispetto alle precedenti la disposizione in serie di due o pi ciclifrigoriferi, con accoppiamento in uno scambiatore intermedio asuperficie (con funzione di evaporatore/condensatore) secondo loschema di impianto di Figura ci11. La presenza di uno scambiatore asuperficie rappresenta un costo aggiuntivo ed introduce irreversibilitconnesse a differenze finite locali di temperatura tra i due fluidi (anchenel caso del miscelatore/separatore esistevano comunqueirreversibilit di miscelazione da confrontarsi con queste); il vantaggio

principale costituito dalla libert di scelta del fluido frigorigeno neidue circuiti, con possibilit di migliore adattamento al campo dellebasse temperature.

Figura ci11 - Disposizione in serie di due cicli frigoriferi a compressione


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Fluidi frigorigeni

Luso dellacqua come fluido frigorigeno limitato dal valore di

0C al di sotto del quale si ha il congelamento; inoltre, anche pertemperature superiori la pressione di saturazione molto bassa

(0.05 bar a 35C), con il problema di possibili infiltrazioni di

aria nel circuito che deve operare in condizioni di vuoto molto

spinto; inoltre il valore elevatissimo del volume specifico del

vapore saturo imporrebbe dimensioni del tutto antieconomiche

per le macchine di compressione.

Le qualit richieste ai fuidi frigorigeni sono le seguenti:

-Pressione di condensazione non eccessiva alle temperature dicomune reiezione del calore.

-Pressione di evaporazione non troppo bassa alle comuni

temperature da mantenere alla sorgente fredda.

-Calore di transizione di fase elevato (in modo da consentire il

funzionamento con ridotte quantit di fluido).

-Volume specifico del vapore saturo non troppo elevato alle

comuni temperature da mantenere alla sorgente fredda, inmodo da contenere la dimensione del compressore.

-Atossicit.

-Ininfiammabilit e sicurezza rispetto alle esplosaioni a seguito

di perdita in aria.

-Compatibilit con i materiali struturali impiegati negli impianti

frigoriferi (rame, ottone, acciaio inox,).

-Limitato danno allambiente in caso di rilascio accidentale.

Pur risultando la scelta un compromesso tra le precedenti

caratteristiche, i fluidi pi impiegati sono lammoniaca NH3, I

Freon (DuPont) o cloro-fluoro-carburi, ed alcuni idrocarburi

come C3H8ed altri.


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Luso di ammoniaca (NH3) molto diffuso negli impiantiindustriali; alcuni problemi persistono rispetto allaggressivit

verso le leghe di ferro e carbonio (acciai), ed ai danni

allambiente nel caso di consistente rilascio accidentale.

I cloro-fluorocarburi (CFC) furono derivati da idrocarburidella serie paraffinica attorno al 1940, sostituendo atomi di

idrogeno con atomi di Cloro e Fluoro; essendo gas pesanti

hanno caratteristiche frigorigene ottimali (sono atossici,

ininfiammabili, richiedono ridotte pressurizzazioni, hanno alto

calore di transizione di fase e basso volume specifico del vapore

saturo), ma sono in corso di sostituzione progressiva in base alprotocollo di Montreal (1976, 1987), in quanto sono stati

riconosciuti tra i principali responsabili del buco dellozono e

- quindi - di consistenti danni allambiente. Gi oggi - pur

avendo introdotto ovunque, nei paesi industrailizzati, sistemi di

ricarica degli impianti in circuito chiuso - i freon

completamente alogenati (cio quelli che non presentano atomi

di idrogeno) come R12 (CF2Cl2), R11 (CFCl3), R13 (CF3Cl),

R113 (CF3Cl3), R114 (CF4Cl2) sono banditi (a parte leoperazioni di ricarica) e comunque la loro produzione si va

esaurendo. Ancora fino al 2002 possibile lutilizzo di

clorofluorocarburi non completamente sostituiti (HCFC),

come R21 (CHCl2F), R22 (CHF2Cl), che sono almeno 10 volte

meno dannosi per lambiente. Dopo tale data sar obbligatorio

luso di fluorocarburi senza cloro (HFC) o refrigeranti naturali

(ammoniaca; acqua; anidride carbonica).

Diversi idrocarburi possono essere utilizzati come refrigeranti

con buona compatibilit ambientale: gi oggi si va diffondendo,

specie nei piccoli frigoriferi domestici, luso del propano C3H8,che ha il principale difetto di essere infiammabile e pi pesante

dellaria, ma che non costituisce un serio pericolo nelle quantit

impiegate nei piccoli impianti, assicurando una buona

ventilazione ai locali (cucine).


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La compatibilit ambientale dei refrigeranti oggetto di ricerche

e vincoli legislativi fin dal 1974, quando fu stabilito per la prima

volta (Molina & Rowland) che il cloro dei clorofluorocarburi ha

unazione catalitica distruttiva sullo strato di ozono stratosferico

che protegge la terra dalla radiazione ultravioletta. A seguito di

tale scoperta, sono stati sviluppati vari indici di compatibilit:

ODP (Ozone Depletion Potential): indica la capacit distruttiva

dello strato di ozono per un gas, con riferimento al CFC11

(ODP=1). Il refrigerante ideale ha ODP=0.

GWP (Gross Warming Potential): la quantit di energiaradiante nella fascia dellinfrarosso che il gas pu assorbire in

un tempo di 100 anni, resa non dimensionale rispetto al dato

dellanidride carbonica (principale gas ad effetto serra, GWPCO2

= 1). Il GWP (o DGWP, Gross Warming Potential per

distinguerlo dallIGWP) un indicatore di come lemissione di

un refrigerante altera direttamente leffetto di riscaldamento

globale.

IGWP (Indirect Gross Warming Potential) e TEWI (Total

Equivalent Warming Impact): non solo lemissione diretta di

un refrigerante che produce leffetto di riscaldamento

dellambiente; nel funzionamento dellimpianto, il lavoro

assorbito dal compressore deve essere fornito da un impianto di

conversione energetica che a sua volta produce in genere CO2.

Risultano quindi di fatto migliori gli impianti frigoriferi con

elevato rendimento e COP; il risultato dipende molto dal mixenergetico preso a riferimento per la produzione di energia a

livello regionale (es.: combustione, idroelettrica, nucleare,

rinnovabili,.). Gli indici IGWP e TEWI caratterizzano quest

effetto.


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La tabella seguente caratterizza alcuni refrigeranti comuni in

termini di ODP e DGWP:

Tipo Nome ODP DGWP100y

CFC CFC-11 1 3800

CFC-12 1 8100

HCFC HCFC-22 0,055 1500

HCFC-141-b 0,11 630

HCFC-142-b 0,065 2000

HFC HFC-32 0 650

HFC-125 0 2500

HFC-134 (es. SUVA) 0 1300

R-407C

(HFC-32/125/134a 23/25/52%)

0 1520

R-410A

(HFC-32/125 50/50%)

0 1725

Naturali R-744 Anidride Carbonica 0 1

R-717 Ammoniaca 0 0

HC- 600 a Isobutano 0 3HC-290 Propano 0 3

Ciclopentano 0 3

In termini di IGWP o TEWI, i paragoni sono pi difficili in

quanto dipendono largamente dallefficienza caratteristica degli

impianti frigoriferi (molti dei quali sono piccoli e quindi di

modeste prestazioni) e dal sistema regionale/nazionale di

produzione e distribuzione dellenergia. In moltissimeapplicazioni il contributo indiretto decisamente prevalente:

Distr.

%

GWP

Frigorifero

domestico

Condiz.

automobile

Frigorifero

Commerciale

Condiz.

domestico

DGWP% 4 30 44 10

IGWP% 96 70 56 90


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La progressiva possibile sostituzione dei fluidi refrigeranti

riassunta nella Figura ci-12.

Figura ci-12 Sostituibilit dei fluidi refrigeranti in funzione della

temperatura della sorgente fredda

Nella situazione presente, il refrigerante R-134a pu sostituire

egregiamente R12; per la sostituzione di R-22 in tutte le

applicazioni le alternative sono pi difficili, a meno di ricorrere

cosa oggi molto frequente a miscele di fluorocarburi. Talimiscele possono essere di tipo Azeotropico (la transizione di

fase a pressione costante avviene a temperatura bloccata, come

per i fluidi puri) o Zeotropico(si ha variazione di temperatura

nel corso dellebollizione; conseguentemente il vapore si

arricchisce nella frazione bassobollente ed il liquido in quella

altobollente), che nella classificazione ASHRAE sono siglate

come R-5xxx e R-4xxx rispetitvamente. Per particolari

applicazioni (refrigerazione di sistemi che presentano


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temperatura variabile) la scelta di miscele zeotropiche pu

essere conveniente. Le miscele di HFC sono molto popolari in

U.S.A., perch sicure sia per ininfiammabilit che per atossicit;

hanno il difetto di mantenere valori elevati del GWP, pur

raggiungendo ODP = 0. Le miscele consentono molti gradi di

libert e conseguentemente una forte capacit di adattamento

allapplicazione specifica; il calcolo delle propriet

termofluidodinamiche risulta per complesso e

conseguentemente la progettazione diviene specialistica. In

Europa le scelte dei refrigeranti per uso domestico od industriale

sono piuttosto orientate su refrigeranti naturali (Ammoniaca;

Idrocarburi), che sono per spesso sensibilmente pi pericolosi otossici rispetto alle miscele. La figura ci13 rappresenta in modo

sintetico vantaggi e svantaggi di CFC, HFC ed Idrocarburi.

Figura ci13 Sintesi di vantaggi/svantaggi di CFC, HFC e

Idrocarburi.


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L Anidride Carbonica richiede pressioni molto elevate al

condensatore ed allevaporatore; le altre sue caratteristiche in

termini di compatibilit ambientale sono ottime, ed i COP

raggiungibili (ad esempio in alternativa a R-22) sono

paragonabili. Per questo motivo CO2 sta diventando uno dei

fluidi frigoriferi pi interessanti, ad esempio per il

condizionamento su treni, autovetture etc.

Tra i refrigeranti naturali non si possono non citare i due fluidi

pi comuni, aria ed acqua. LAria si presta ad applicazioni

frigorifere con ciclo di Brayton/Joule inverso; il suo utilizzo

comune negli aeroplani, dove esiste naturalmente disponibilitdi aria compressa (compressori assiali dei motori turbofan) e

dove il modesto COP ottenibile risulta un problema secondario.

Con laria si possono realizzare sistemi di condizionamento

leggeri e di facile manutenzione (ad esempio molti treni ad alta

velocit tedeschi la utilizzano).

LAcqua presenta il difetto di un fortissimo aumento di volume

specifico alle basse pressioni (vuoto) necessarie per raggiungeretemperature d interesse per il condizionamento. Di conseguenza

le superfici allevaporatore e le dimensioni della flangia di

ingresso del compressore risultano elevatissime; la differenza di

pressione tra condensatore ed evaporatore molto elevata ed il

compressore diviene una macchina critica. Lo stesso espansore,

dovendo trattare portate volumetriche elevatissime in uscita,

raggiunge inevitabilmente condizioni di flusso fortemente

supersonico (il che penalizza il rendimento e ne rende difficile laprogettazione). Ciononostante per le sue ottime caratteristiche

di compatibilit ambientale e scambio termico i cicli frigoriferi

ad acqua sono oggetto di interesse e di studio e presumibilmente

raggiungeranno la maturit di mercato.


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Cicli frigoriferi ad assorbimento(Esercizio AbsorGpm.ees)

Esiste la possibilit di realizzare macchine frigorifere che non

utilizzano energia meccanica in ingresso; in alternativa a questa, possibile utilizzare calore, anche a temperatura relativamente

bassa, mediante i cicli ad assorbimento.

In un impianto ad assorbimento, si utilizza una miscela di due

fluidi, dei quali uno a pi alta (soluto), e laltro a pi bassa

tensione di vapore (solvente). Coppie tipiche sono Ammoniaca-

Acqua ed Acqua-Bromuro di Litio (soluto-solvente). Soltanto la

prima coppia consente di scendere al di sotto di 0C (lacquasolidifica al di sotto di tale limite), e quindi la coppia H2O/LiBr

interessa principalmente per le applicazioni di condizionamento

dellaria.

Figura ci14 - Impianto frigorifero ad assorbimento


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Con riferimento allo schema di impianto di Figura ci14, il

generatore di calore viene attraversato dalla miscela, adesempio NH3/H2O. A seguito della cessione di calore Q1 nel

generatore di calore si ha evaporazione parziale della frazionealtobollente (NH3); la miscela liquida si arricchisce in acqua,

mentre la fase gassosa, ricca di vapore di ammoniaca, viene

inviata ad un condensatore dove viene appunto condensatacedendo calore QC ad un refrigerante esterno; il condensato

ricco in ammoniaca viene laminato attraverso una valvola od

altro organo di laminazione, ed inviato allevaporatore doveasporta il calore Q2 alla sorgente fredda (effetto frigorifero).

Successivamente, il flusso ricco in ammoniaca passaallassorbitoredove viene rimiscelato con la portata di liquido- povero in ammoniaca e ricco in acqua - proveniente dal

generatore di calore. Il processo di riformazione della soluzione

liquida di ammoniaca esotermico, ed quindi necessario

refrigerare lassorbitore asportando una ulteriore quantit di

calore QA. Una pompa ricircola la miscela riformata algeneratore; in genere opportuno prevedere nello schema uno

scambiatore rigenerativo, nel quale la soluzione riformatadi NH3 ed H2O viene preriscaldata rigenerativamente

asportando calore alla soluzione liquida povera in ammoniaca

proveniente dal generatore di calore.

Alcuni componenti (condensatore, organo di laminazione,

evaporatore) sono gli stessi degli impianti a compressione

meccanica; sostanzialmente lartificio quello di non effettuaredirettamente la compressione del fluido frigorigeno

(lammoniaca, nel caso in esame), ma piuttosto di effettuare la

compressione in fase liquida in una pompa (con notevole

risparmio di potenza), utilizzando il fluido frigorigeno in

soluzione in una miscela liquida con un opportuno solvente.


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Il COPFRdi un sistema ad assorbimento viene definito come:

COPFRass= Q2/(Q1+ Wp) (ci12)

dove Q1 il calore fornito nel generatore di calore, e Wp il

lavoro richiesto dalla pompa. Anche se in molti casi Q1 viene

fornito da un sistema di combustione (ad esempio di gas

naturale), sono frequenti le applicazioni che utilizzano calore

di recupero a bassa temperatura (120-150C sonosufficienti per il funzionamento, anche se a prezzo chiaramente

di un maggiore dispendio di superficie di scambio). In

particolare sono interessanti gli abbinamenti a recuperiindustriali o ad impianti di cogenerazione elettrica e termica

(con motori alternativi, turbine a gas o turbine a vapore);

labbinamento di un impianto ad assorbimento a questi ultimi

consente spesso unalternativa interessante per il funzionamento

estivo (condizionamento degli ambienti, alimentazione di celle

frigorifere), mentre il calore di recupero pu essere direttamente

utilizzato nel periodo invernale. Una ulteriore possibilit, nel

periodo invernale, di utilizzare limpianto ad assorbimento(magari presente per il funzionamento estivo) come

trasformatore di calore, riqualificando a maggioretemperatura il calore recuperato a temperatura pi bassa.

I calcoli relativi al dimensionamento di un impianto ad

assorbimento richiedono luso di diagrammi di stato per le

miscele con composizioni tipiche, o piuttosto di programmi di

calcolo per le propriet termodinamiche delle miscele. Un limitesuperiore al COPFRass pu essere comunque calcolato

trascurando il lavoro di pompaggio (che molto piccolo rispetto

al calore ceduto nel generatore di calore) e riferendosi a

trasformazioni idealmente reversibili. In tal caso, il sistema

interagisce soltanto mediante gli scambi termici, che avvengono

a temperatura costante, per cui:

Q2/Tev + Q1/Tgc= (QC+ QA)/Ta (ci13)


23/30


23

in cui Tev la temperatura allevaporatore (imposta dalla

richiesta di effetto frigorifero), Tgc la temperatura al generatore

di calore (imposta dalla disponibilit di energia termica di

recupero, o dalla scelta della pressione di esercizio del

generatore), Ta la temperatura del refrigerante utilizzato sia per

il condensatore che per lassorbitore, normalmente pari alla

temperatura ambiente. Le quantit di calore sono assunte in

valore assoluto in modo che le variazioni di entropia espresse al

primo ed al secondo membro siano di uguale segno.

Dal primo principio (conservazione dellenergia), trascurando

Wp, deve essere peraltro:

Q2 + Q1= QC + QC (ci14)

per cui, sostituendo:

Q2/Tev + Q1/Tgc= (Q2 + Q1)/Ta

ovvero:

COPFRass= Q2/(Q1+ Wp) Q2/Q1 = [1/Ta- 1/Tgc][1/Tev- 1/Ta]

(ci15)

Tale espressione tende a Tev/(Ta- Tev) per Tgc; tale valore

risulta pari al COPFRdi un ciclo inverso di Carnot operante tra

Teve Ta.


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24

Esempio 3 - Calcolare il COPFR di un impianto ad

assorbimento operante tra 25C e -10C, utilizzando

calore disponibile tra 300 e 900 C.

In base alla formula ci15, il COPFR della macchina ad

assorbimento mostrato nella figura Ci15 tra 300 e 900 K.

300 400 500 600 700 800 9000

1

2

3

4

5

6

7

8

Tev= -10 C

Tev= 0 C

Tev= 10 C

COPFRass

Temp. di ev. al generatore di calore, K

Figura ci15 - COP di un impianto frigorifero ad assorbimento

in funzione della temperatura al GC ed allEvaporatore.

Si ricorda a titolo di confronto che il COP di una macchina

ideale di Carnot (Esempio 1) era pari a 7.5; per una macchinaa compressione semplice, si era determinato per un ciclo limite

(rendimento unitario del compressore) un COP pari a circa 6.;

mentre una macchina a doppia compressione interrefrigerata

forniva - nellambito delle approssimazioni connesse allutilizzo

di diagrammi di stato in forma grafica - COP dello stesso

ordine del COP di Carnot (Esempio 2).

In generale, si rileva che il COP di un impianto frigorifero ad

assorbimento risulta sensibilmente inferiore rispetto alle


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25

soluzioni a compressione, soprattutto nel caso in cui la sorgente

di calore superiore (generatore di calore) sia a temperatura

relativam,ente bass. Il COP risulta superiore ad 1 solo per

Tgc>350 K. Nella fascia di interesse per il recupero termico

(100C < Tgc


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26

Casi applicativi tipici di cicli a termocompressione sono gliimpianti che utilizzano acqua come fluido frigorigeno (comunque con illimite di non potere ottenere allevaporatore temperature inferiori a 4-5

C); sono peraltro diffuse queste soluzioni impiantistiche anche per altrifluidi frigorigeni (ad esempio R11 ed R12).

Pompe di calore(Esercizio CapVSTGpm.ees)

La pompa di calore non differisce da un impianto frigorifero

altro che per leffetto utile, che non quello del raffreddamento

del sistema a cui viene sottratto calore, ma piuttosto di riscaldare

il sistema a cui avviene lo scambio termico superiore. Per talemotivo il COP (Eq. Ci5) risulta di diversa espressione rispetto a

quello dellimpianto frigorifero, ed in ogni caso superiore a

questo di una unit.

COPPC = Q1/W = (Q2+ W) /W = COPFR + 1 (ci5)

E anche possibile che uno stesso impianto realizzi sia leffetto

frigorifero che quello di riscaldamento: in tal caso,evidentemente, lasportazione di calore avviene a T2Ta.

In principio, le pompe di calore sono realizzabili con tutti gli

schemi analizzati per i cicli frigoriferi: oltre alle macchine a

semplice compressione, esistono quindi quelle a compressione

frazionata od in serie, le soluzioni ad assorbimento e quelle a

termocompressione.

Nella gran parte dei casi - ad esempio nelle applicazioni di

riscaldamento civile - il calore viene asportato allambiente (T2

=Ta), e fornito a temperatura superiore; esistono peraltro

applicazioni industriali in cui le pompe di calore operano su

correnti calde (T2 >Ta), elevandone ulteriormente il livello di

temperatura fino a quanto richiesto da utilizzi di processo.


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27

Per un processo idealmente reversibile, la pompa di calore opera

secondo un ciclo inverso di Carnot, realizzando un effetto utile

pari a:

COPPC CARNOT= Q1/W = Q1/(Q1- Q2) = T1/(T1- T2 ) (ci16)

che graficata in Figura ci17 in funzione di T2/T1. Si nota che

gi per T2/T1< 0.8 risulta impossibile ottenere COP teorici

superiori a 4. Nella realizzazione pratica degli impianti

difficile superare la met del COP teorico.

0,0 0,2 0,4 0,6 0,8

0

2

4

6

8

10

CO

PPC

CARNOT

T2/T1

Figura ci17 - COP di una pompa di calore reversibile infunzione del rapporto delle temperature di funzionamento

Per ottenere COP interessanti da una pompa di calore, quindi

necessario che le due temperature (estrazione e reiezione del

calore) siano tra loro vicine. Ad esempio, nelle applicazioni di

riscaldamento civile si adottano necessariamente elementi di

riscaldamento con pannelli radianti a pavimento o

termoconvettori, che possono funzionare correttamente con


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28

temperature del fluido termovettore sensibilmente pi basse (35

- 50 C) rispetto a quanto avviene nei convenzionali radiatori.

Risultati interessanti si ottengono mediante accoppiamento

diretto ad impianti motori di pompe di calore acompressione (Figura ci18). In tal caso, al calore prodottodalla pompa di calore si aggiunge quello recuperato allo scarico

del motore primo (ad esempio un motore a combustione interna).

Ad aumentare la versatilit dellimpianto, possibile prevedere

sia la produzione contemporanea di energia elettrica (con un

giunto che esclude la pompa di calore quando il riscaldamento

con la pompa di calore risulta non necessario), sia il

funzionamento invertito nel periodo estivo con effetto dicondizionamento (climatizzazione estiva ed invernale, ad

esempio con termoconvettori/ climatizzatori). Tutto ci, a prezzo

di complicazioni impiantistiche e di gestione dellimpianto che

si riflettono naturalmente sui costi di installazione e di esercizio.

Figura ci18 -

Accoppiamento dipompa di calore a

compressione e di

motore a

combustione interna


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Appendice - Grafici da simulazioni EES

Lavoro di

compression

e e COP per

ciclo a

compr.

semplice -

NH3 e

R134a

Analisi

exergetica

per ciclo a

compr.

semplice -

NH3

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 1550

100

150

200

250

300

350

400

2,5

6,5

10,5

14,5

18,5

22,5

T[3] [C]

wc

[kJ/kg]

C

OP

WC

COP (C. Eff. = 0,8)

COP (C. Eff. = 1)

Refr. Cycle with Intecooled Compression

Lavoro di compressione e COP per ciclo a compressione

interrefrigerata - NH3

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 1550

100

150

200

250

300

350

400

2,5

6,5

10,5

14,5

18,5

22,5

T[3] [C]

Wc[kJ/kg]

COPWC -NH3

COP (C.Eff. = 0,8)

NH3

R134a

COP (C.Eff. = 1)

Simple Compression refr. Cycle

-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 150,770

0,772

0,774

0,776

0,778

0,780

0,782

0,7840,784

0,020

0,040

0,060

0,080

0,100

0,120

0,140

0,160

0,180

0,200

T[3] [C]

RelativeExergyDestruction

Eta

Throttle

Compressor

Simpe Compression Refrigeration Cycle


30/30


-30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 150,730

0,740

0,750

0,760

0,770

0,780

-0,020

0,000

0,020

0,040

0,060

0,080

0,100

0,1200,120

T[3] [C]

Relativeexergyde

struction

1st compressor

Expander

2nd compressor

Intercooler

Ex. Efficiency

Exergy Balance - Intercooled Refr. Cycle

Analisi exergetica per ciclo a compr. interrefrigerata - NH3

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 200

100

200

300

400

500

600

700

800

0

5

10

15

20

25

T[3] [C]

wc[kJ/kg]

COP

WC

COP (C.Eff. = 0,8)

Refr. Cycle with Intermediate Mixer/Sep.

Lavoro di compressione e COP per ciclo a compressione con

miscelatore/separatore intermedio - NH3

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 200,710

0,720

0,730

0,740

0,750

0,760

0,770

0,780

0,7900,790

0,000

0,020

0,040

0,060

0,080

0,100

0,1200,120

T[3] [C]

RelativeExergyDestruction

ETA

HP Throttle

LP Throttle

HP Compressor

LP Compressor

Mixer/Separator

Exergy Balance - 2-Compr. Refr. Cycle wth Mix/Sep

Bilancio di exergia - ciclo con misc./sep. intermedio - NH3

Cicli Inversi Frigoriferi e Pompe Di Calore

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