60° Congresso Nazionale ATI, Roma 13-15 settembre 2005

Art. 06/02

ANALISI SPERIMENTALE E NUMERICA DELLE PRESTAZIONI DI UNA MACCHINA AD ASSORBIMENTO

ACQUA-AMMONIACA MODIFICATA PER L’ACCOPPIAMENTO CON PANNELLI SOLARI

Cesare Maria Joppolo – Luca Molinaroli – Gianluca Tanda Dipartimento di Energetica – Politecnico di Milano , Piazza Leonardo da Vinci 32 – 20133

Milano (Mi) – Italia , e-mail: luca.molinaroli@polimi.it

Sommario La memoria illustra i risultati sperimentali e numerici di un programma di ricerca svolto in

collabora-zione con i laboratori della Delft University of Technology, Faculty of Mechanical Engineering, The Energy Technology Section, il cui scopo è stato la caratterizzazione delle prestazioni di una macchina ad assorbi-mento acqua-ammoniaca modificata per permetterne l’accoppiamento con collettori solari. Le fasi affrontate nella ricerca hanno riguardato lo studio delle modifiche da apportare alla macchina, la caratterizzazione sperimentale nella nuova configurazione e la messa a punto, sulla base dei risultati della sperimentazione, di un codice numerico al fine di analizzare ed ottimizzare la macchina singolarmente ed il sistema macchina ad assorbimento – collettori solari nel suo complesso.

Simbologia η

0 = rendimento del collettore solare in assenza di perdite [-]

ξ1= coefficiente di perdita del collettore, lineare con la temperatura [W/m

2·K]

ξ2 = coefficiente di perdita del collettore, quadratico con la temperatura [W/m

2·K

2]

1. Introduzione La macchina ad assorbimento sulla quale è stata condotta la campagna sperimentale è una

macchina acqua-ammoniaca a singolo effetto in cui condensatore ed evaporatore sono realizzati per mezzo di scambiatori di calore a piastre ed il generatore, nella configurazione originale della macchina, è un bruciatore alimentato a metano della potenza nominale di 29 kW.

La prima esigenza è stata la sostituzione del generatore con uno scambiatore di calore atto a ricevere la portata di fluido termovettore in uscita dai collettori solari. La disamina di quattro tipologie di scambiatori differenti ha portato ad escludere gli scambiatori a piastre per le difficoltà di realizzazione di un modello numerico accurato del processo di desorbimento lungo il componente, gli scambiatori tubo in tubo per le modeste prestazioni e gli scambiatori elicoidali per le difficoltà di realizzazione alle dimensioni richieste ed i rischi di funzionamento connessi con l’asciugamento della superficie. Pertanto, la scelta è ricaduta su uno scambiatore a fascio tubiero e mantello, progettato ad hoc secondo il metodo di Bell-Delaware.

Dopo alcune prove preliminari è stata sostituita anche la pompa della soluzione ricca poiché la portata circolante sarebbe stata sufficiente a fornire la potenza frigorifera obiettivo solamente a patto di raggiungere nel generatore temperature elevate (TGENERATORE almeno pari a 130 °C). A parità di potenza richiesta dalla macchina ad assorbimento per produrre una fissata portata di vapore refrigerante, raggiungere temperature così elevate implica basse portate di fluido termovettore circolanti all’interno dei pannelli solari e l’installazione di ampie superfici esposte alla radiazione. Pertanto, in un’ottica di applica-

bilità del sistema studiato, si è ritenuto più semplice ed immediato sostituire la pompa della soluzione in dotazione alla macchina con una di maggior portata.

Anticipando i risultati della sperimentazione, si riporta la Tabella 1 in cui sono confron-tate le prestazioni della macchina ad assorbimento prima e dopo le modifiche apportate:

Tabella 1: confronto tra le caratteristiche della macchina ad assorbimento prima e dopo le modifiche ap-

portate.

As-built Modificata TACQUA, IN EVAPORATORE [°C] 12 12 TACQUA, IN CONDENSATORE [°C] 32 32 XAMMONIACA, SOL. RICCA [%] 40 40

WGEN [kW] 25 8 WCOND [kW] 16,4 3,6 WEVA [kW] 14,1 3,4 WASS [kW] 23 7,4

C.O.P.1 0,49 0,42

2. Apparato sperimentale Uno schema della macchina ad assorbimento utilizzata nella campagna sperimentale è

rappresentato nella Figura 1 in cui si nota, a differenza di configurazioni “tradizionali”, il posizionamento di uno scambiatore di calore tra la soluzione ricca e la miscela soluzione povera-vapore surriscaldato che è adibito a primo stadio di assorbimento.

GeneratoreRettificatoreCondensatore

Evaporatore

Scambiatore Rigenerativo

TT

TT

T

T

T T

T

Assorbitore

TT

Scambiatore

Soluzione

T

T

T

P P

T

Figura 1: layout dell’apparato sperimentale e disposizione dei punti di misura.

A completamento dell’apparato sperimentale vi sono tre circuiti idronici chiusi ad acqua

(Figura 2) che forniscono (sottraggono) potenza termica agli scambiatori di calore della macchina e sono dotati dei dispositivi necessari per impostare portata e temperatura fino ai valori desiderati, costituendo tali grandezze una parte rilevante del presente studio (si veda il successivo paragrafo 3. Caratterizzazione sperimentale della macchina).

1 Calcolato utilizzando la potenza entrante nel bruciatore, pari a W = 28,7 kW.

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TorreEvaporativa

EvaporatoreScambiatore

Scambiatore AssorbitoreCondensatore

GeneratoreRiscaldatore Elettrico

T TP Q

T QT

T T T Q

Figura 2: disposizione dei circuiti complementari dell’apparato sperimentale e dei relativi punti di misura.

Le caratteristiche della strumentazione di misura utilizzata sono riassunte nella Tabella

2, mentre per la disposizione dei punti di rilevamento si rimanda alle Figura 1 e Figura 2. Le misure di pressione e temperatura effettuate, unitamente ad alcune ipotesi semplificati-ve ed all’utilizzo di un software dedicato, hanno permesso di conoscere le proprietà termo-dinamiche della miscela acqua-ammoniaca nei diversi punti della macchina, mentre le mi-sure di portata e temperatura dell’acqua nei tre circuiti hanno consentito di valutare le po-tenze scambiate. Sono infine calcolate le portate di miscela che circolano all’interno dei diversi rami della macchina e le prestazioni della macchina stessa al variare delle condi-zioni sugli scambiatori di calore.

Tabella 2: caratteristiche della strumentazione di misura utilizzata.

Grandezza U.M. Strumento Incertezza p bar Trasduttore ad estensimetri ± 1 % F.S. T °C Termocoppie T ± 0,5 °C Q l/h Asametro Max ± 5 %

3. Caratterizzazione sperimentale della macchina

La campagna di prove sperimentali condotta ha avuto l’obiettivo di valutare le presta-zioni della macchina ad assorbimento e di mettere a punto un modello numerico affidabile che ne simulasse il funzionamento. A partire dalle condizioni di riferimento riportate in Tabella 3, sono state eseguite prove variando portata e temperatura dell’acqua in ingresso a generatore, condensatore ed evaporatore, variando la portata di soluzione povera e la con-centrazione di ammoniaca nella soluzione ricca. La medesima tabella mostra anche i valori assunti dalle grandezze durante le diverse prove che, occorre specificare, sono state con-dotte modificando un solo parametro alla volta mentre i rimanenti assumevano i valori di riferimento (ovviamente questa procedura è stata eseguita prima con una concentrazione di refrigerante nella soluzione ricca xAMMONIACA, SOL. RICCA = 40 % e successivamente con una concentrazione xAMMONIACA, SOL. RICCA = 45 %).

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Tabella 3: parametri investigati nella campagna sperimentale e loro intervallo di variazione (in grassetto le condizioni di riferimento).

Parametri di controllo Intervallo di variazione xAMMONIACA, SOL. RICCA [%] 40; 45 QACQUA, IN GENERATORE [l/h] 1200; 1800; 2400; 3000; 3600 TACQUA, IN GENERATORE [°C] 80; 90; 100; 110

QACQUA, IN CONDENSATORE [l/h] 1200; 1500; 1800; 2100; 2400 TACQUA, IN CONDENSATORE [°C] 30; 32; 34; 36; 38 QACQUA, IN EVAPORATORE [l/h] 1200; 1500; 1800; 2100; 2400 TACQUA, IN EVAPORATORE [°C] 11; 13; 15; 17; 19

QSOL POVERA [kg/h] 80; 100; 120; 140; 160

3.1 Influenza di portata e temperatura dell’acqua in ingresso al generatore. La prima serie di prove è stata condotta con l’intenzione di valutare l’influenza di porta-

ta e temperatura dell’acqua in ingresso al generatore poiché tali parametri determinano e-stensione e tipo di collettore da installare nel sistema. I risultati in funzione della portata sono rappresentati in Figura 3 ed evidenziano un modesto incremento delle prestazioni del-la macchina (maggiormente marcato per la concentrazione più elevata) all’aumentare della portata d’acqua in ingresso al generatore. Per comprendere il motivo di questo andamento occorre ragionare a potenza termica scambiata al generatore ed a temperatura dell’acqua in ingresso al generatore costante2 e considerare che ad un incremento della portata corri-sponde un aumento della temperatura di uscita dell’acqua dal generatore. Questo comporta un innalzamento delle pressioni operative di condensatore ed evaporatore, un miglioramen-to delle condizioni di scambio termico ed un incremento della potenza termica che acqua ed ammoniaca si scambiano nell’evaporatore. Poiché la potenza fornita al generatore è co-stante, il C.O.P. aumenta.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

600 1200 1800 2400 3000 3600 4200

QACQUA, IN GENERATORE [l/h]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 3: andamento del C.O.P. in funzione della portata di acqua in ingresso al generatore.

Per quanto concerne l’influenza della temperatura, i dati ottenuti sono raffigurati nella

Figura 4 e mostrano che esiste un valore di soglia per tale temperatura (pari a circa 80 °C, cui corrisponde una TGENERATORE ≈ 75 °C) al di sotto del quale la macchina ad assorbimen-to non funziona e che occorrono comunque temperature elevate affinché i coefficienti di

2 Tutte le ipotesi adottate per giustificare gli andamenti delle prestazioni della macchina ad assorbimento

in funzione delle grandezze indagate sono verificate e confortate dalle misure sperimentali.

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prestazione siano accettabili. In ogni caso, all’aumentare della temperatura dell’acqua in ingresso al generatore le prestazioni della macchina migliorano e questo è facilmente spie-gabile considerando il ciclo ad assorbimento come l’unione di un ciclo inverso e di un ci-clo di potenza in cui è incrementata la temperatura superiore del ciclo di potenza che, per-tanto, ha rendimenti di conversione migliori.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

70 80 90 100 110 120

TACQUA, IN GENERATORE [°C]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 4: andamento del C.O.P. in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al generatore.

3.2 Influenza di portata e temperatura dell’acqua in ingresso al condensatore.

I dati delle prestazioni della macchina in funzione della portata d’acqua in ingresso al condensatore sono rappresentati nella Figura 5 ed evidenziano, nuovamente per la concen-trazione più elevata, un miglioramento del C.O.P. della macchina all’aumentare della por-tata d’acqua. Considerando costanti la potenza termica scambiata nel condensatore e la temperatura dell’acqua in ingresso, un aumento di portata provoca una diminuzione della temperatura di uscita dell’acqua dal condensatore, una diminuzione della pressione di con-densazione ed un miglioramento delle prestazioni della macchina.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

900 1200 1500 1800 2100 2400 2700

QACQUA, IN CONDENSATORE [l/h]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 5: andamento del C.O.P. in funzione della portata d’acqua in ingresso al condensatore.

L’influenza della temperatura dell’acqua in ingresso al condensatore sulle prestazioni

della macchina è raffigurata nella Figura 6. I dati sperimentali mostrano una diminuzione

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delle prestazioni della macchina all’aumentare di tale temperatura e la spiegazione di que-sto andamento risiede nell’incremento della pressione di condensazione, provocato dall’aumento della temperatura dell’acqua, che comporta una maggior entalpia della mi-scela bifase in ingresso all’evaporatore, una maggior potenza termica in ingresso al genera-tore (necessaria per aumentare la portata di vapore refrigerante al fine di mantenere costan-te la potenza termica scambiata all’evaporatore) e la corrispondente diminuzione del C.O.P.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

28 30 32 34 36 38 40

TACQUA, IN CONDENSATORE [°C]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 6: andamento del C.O.P. in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al condensatore.

3.3 Influenza di portata e temperatura dell’acqua in ingresso all’evaporatore.

Le ultime prove condotte sugli scambiatori di calore hanno valutato l’effetto di portata e temperatura dell’acqua in ingresso all’evaporatore. I risultati ottenuti in funzione della por-tata sono mostrati nella Figura 7 ed evidenziano un incremento del C.O.P. all’aumentare della portata stessa. Infatti, a parità di potenza termica scambiata nell’evaporatore e di tem-peratura dell’acqua in ingresso, l’incremento di portata comporta un incremento della tem-peratura di uscita dell’acqua, un innalzamento della pressione di evaporazione ed un mi-glioramento del C.O.P. della macchina.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

900 1200 1500 1800 2100 2400 2700

QACQUA, IN EVAPORATORE [l/h]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 7: andamento del C.O.P. in funzione della portata d’acqua in ingresso all’evaporatore.

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L’influenza della temperatura dell’acqua in ingresso all’evaporatore sulle prestazioni della macchina è presentata nel diagramma di Figura 8. L’andamento dei risultati ottenuti indica un’indipendenza delle prestazioni della macchina in funzione del parametro analiz-zato e la spiegazione di questo risiede nella logica di controllo di cui la macchina è stata dotata, logica di controllo che agisce in modo da mantenere costante la pressione di evapo-razione al variare della temperatura dell’acqua in ingresso all’evaporatore al fine di incre-mentare il surriscaldamento del vapore per ridurre la differenza di temperatura tra i due fluidi.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

9 11 13 15 17 19 21

TACQUA, IN EVAPORATORE [°C]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 8: andamento del C.O.P. in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso all’evaporatore.

3.4 Influenza della portata di soluzione povera.

L’ultima serie di prove condotte ha analizzato l’effetto della variazione della portata di soluzione povera, regolabile agendo sulla valvola posta sul ramo di ritorno dal generatore, sulle prestazioni della macchina. Il diagramma di Figura 9 mostra i dati sperimentali che, per entrambe le concentrazioni, evidenziano una riduzione delle prestazioni della macchina causato dall’incremento di potenza termica richiesta per la produzione della portata di va-pore refrigerante in uscita dal generatore a parità di potenza frigorifera.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

60 80 100 120 140 160 180

QSOL DEBOLE [kg/h]

C.O

.P.

45 %40 %

Figura 9: andamento del C.O.P. in funzione della portata di soluzione povera.

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3.5 Simulazioni numeriche Sulla base dei dati ottenuti, è stato messo a punto un codice di calcolo in grado di simu-

lare le prestazioni della macchina in regime stazionario al variare dei parametri di funzio-namento analizzati. Poiché tutte le prove effettuate hanno evidenziato prestazioni della macchina migliori per titolo di ammoniaca nella soluzione ricca xAMMONIACA, SOL .RICCA = 45 %, sono state eseguite diverse simulazioni volte a studiare l’andamento del C.O.P. al varia-re proprio di questo parametro per condizioni operative di riferimento. I dati ottenuti sono riportati in Figura 10 ed indicano che all’aumentare della concentrazione di ammoniaca nella soluzione ricca le prestazioni della macchina migliorano, fino ad un limite xAMMONIA-

CA, SOL. RICCA = 53 %, cui corrisponde un C.O.P. = 0,66, poiché le condizioni di scambio termico di generatore ed assorbitore migliorano, riducendo la potenza da fornire al genera-tore a parità di potenza termica scambiata all’evaporatore.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,38 0,40 0,42 0,44 0,46 0,48 0,50 0,52 0,54 0,56 0,58

XRICCA [kgAMMONIACA/kgTOTALI]

C.O

.P.

Figura 10: risultati delle simulazioni delle prestazioni della macchina in funzione della concentrazioni di

ammoniaca. Condizioni operative di riferimento.

4. Accoppiamento con i collettori solari

Caratterizzate sperimentalmente e numericamente le prestazioni della macchina ad as-sorbimento, l’attenzione degli studi si è rivolta all’energia solare, affrontando i problemi di analisi e scelta dei collettori da installare nel sistema, di dimensionamento del serbatoio di accumulo e di scrittura del codice atto a simularne il funzionamento. Obiettivo di questa fase è stata la simulazione del funzionamento del sistema macchina ad assorbimento-collettori solari nel suo complesso e la sua ottimizzazione.

4.1 Scelta dei collettori

La scelta dei collettori solari da accoppiare alla macchina ad assorbimento è sicuramen-te un aspetto delicato da affrontare poiché questi devono soddisfare sia il vincolo della po-tenza termica da fornire al generatore per la produzione della portata di vapore refrigerante, sia il vincolo della temperatura alla quale tale potenza deve essere prodotta affinché la macchina effettivamente funzioni (si confrontino i risultati ottenuti in funzione della tem-peratura dell’acqua in ingresso al generatore). Tra i due aspetti considerati, il problema del-la potenza è risolvibile incrementando la superficie esposta alla radiazione solare, mentre il problema della temperatura trova generalmente soluzione nell’utilizzo di collettori tecno-logicamente avanzati. Per gli studi effettuati, tuttavia, la scelta è ricaduta su collettori piani

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anche se la temperatura di stagnazione3 tipica di tale tipologia di collettori è dell’ordine di TSTAGN = 120 °C, valore prossimo al valore di temperatura richiesto dalla macchina per il suo corretto funzionamento. Le caratteristiche dei collettori utilizzati per la simulazione numerica sono riportate nella Tabella 4.

Tabella 4: dati tecnici e prestazioni dei pannelli solari considerati.

Collettore 1 Collettore 2 Collettore 3 Max p operativa [bar] 6 6 6 T stagnazione4 [°C] 150 150 150

η0 0,723 0,682 0,752 ξ1 [W/m2·K] 2,65 4,30 6,44 ξ2 [W/m2·K2] 0,011 0,0077 0,0214

4.2 Serbatoio di accumulo

Un secondo importante aspetto connesso con l’utilizzo dell’energia solare è quello della disponibilità, intendendo con questo termine sia la mancanza totale di radiazione solare, sia la presenza parziale, caratterizzata però da intensità inferiore al valore strettamente neces-sario per soddisfare le richieste istantanee. Naturale soluzione a questo problema è la rea-lizzazione di un sistema di accumulo dal quale prelevare energia durante i periodi in cui la fonte primaria è scarsamente o per nulla disponibile. Le problematiche tipiche di questi di-spositivi sono la scelta del tipo di accumulo (accumulo a miscelazione piuttosto che a stra-tificazione), della temperatura di accumulo (accumulo caldo, ovvero a monte del generato-re, oppure accumulo freddo, ovvero a valle dell’evaporatore) ed il dimensionamento del serbatoio che realizza l’accumulo stesso. Poiché il presente studio ha avuto l’obiettivo di simulare il funzionamento del sistema in regime stazionario, il problema di scelta, dimen-sionamento e descrizione del funzionamento del serbatoio di accumulo è stato trascurato.

4.3 Simulazioni impianto

Per ciascuno dei collettori di Tabella 4 è stata valutata la superficie esposta5 e scritta la parte di codice atta a simularne il comportamento al variare di irraggiamento solare, tempe-ratura dell’acqua in ingresso e temperatura ambiente. Introdotto nel programma di simula-zione della macchina ad assorbimento, questo ha permesso di realizzare diverse simulazio-ni del sistema in regime stazionario, valutarne le prestazioni ed ottimizzarlo. I risultati sono riassunti nella Tabella 5 ed evidenziano una potenza massima di raffreddamento pari a WEVA = 8,9 kW ed un rendimento complessivo del sistema ηSISTEMA = 0,3, ottenuto in cor-rispondenza di una temperatura del generatore pari a TGENERATORE = 100 °C (si noti che la ricerca del punto di massime prestazioni è stata effettuata variando anche i prodotti UA de-gli scambiatori di calore). Il motivo per cui la temperatura del generatore che massimizza il rendimento è così bassa si spiega considerando che il sistema è un sistema termodinamico in cascata, per cui il rendimento complessivo è dato dal prodotto dei rendimenti (efficien-ze) dei singoli componenti e che al diminuire della temperatura del fluido in uscita dai col-lettori solari aumenta il rendimento dei collettori stessi ma diminuisce l’efficienza della macchina ad assorbimento. La temperatura di massima efficienza nascerà quindi dal com-promesso dei due effetti menzionati.

3 Si definisce temperatura di stagnazione di un collettore solare, il valore di temperatura del fluido termo-

vettore in uscita dal collettore al quale il collettore stesso ha efficienza nulla. In altre parole, è la massima temperatura che una portata nulla di fluido termovettore raggiunge all’uscita del collettore.

4 TAMB = 30 °C, G = 800 W/m2. 5 Il dimensionamento della superficie è effettuato scegliendo un valore dell’irraggiamento solare, calco-

lando il rendimento del collettore (con la notazione di Tabella 4, risulta ηCOLL = η0 – ξ1·(TMEDIA,FLUIDO-TAMBIENTE)/G – ξ2·( TMEDIA,FLUIDO-TAMBIENTE)2/G con G = irraggiamento solare [W/m2]) e la superficie corri-spondente per una data potenza termica in ingresso al generatore, risultando SESPOSTA = WGEN/(G · ηCOLL).

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Tabella 5: prestazioni del sistema analizzato nel punto di ottimizzazione numerica (TAMB = 30 °C, G =

800 W/m2).

xAMMONIACA,SOL.RICCA [%] 53 WGEN [kW] 13

WCOND [kW] 9,6 WEVA [kW] 8,9 WASS [kW] 12,3

C.O.P. 0,69 ηCOLLETTORI 0,43 ηSISTEMA 0,30

5. Conclusioni e sviluppi futuri

Articolato nelle fasi di riprogettazione della macchina, conduzione di prove sperimentali e scrittura di un codice numerico di simulazione, il lavoro svolto ha permesso di caratteriz-zare il funzionamento in regime stazionario di una macchina ad assorbimento, modificata per permetterne l’accoppiamento con i collettori solari, al variare delle condizioni di porta-ta e temperatura in ingresso a generatore, condensatore ed evaporatore e della portata di so-luzione debole. La successiva scrittura di un codice di calcolo ha consentito di simularne il funzionamento (sempre in regime stazionario) in condizioni non direttamente indagate al fine di trovare il punto di massima efficienza sia della macchina singola, sia del sistema macchina ad assorbimento-collettori solari nel suo complesso. Per completare gli studi oc-corre analizzare il sistema da un punto di vista dinamico, realizzando prove di tipo speri-mentale ed un modello numerico al fine di trovarne la miglior configurazione compatibile coi vincoli di massimizzare le prestazioni del sistema e minimizzare, per quanto possibile, la superficie dei collettori ed il volume del serbatoio di accumulo. La ricerca sarà comple-tata dalla predisposizione di un prototipo in contesto civile od industriale e dalla caratteriz-zazione del suo funzionamento stagionale (od annuale).

Ringraziamenti

Il presente articolo origina dai lavori di tesi che gli ingg. Marco Bressan, Stefano De Antonellis e Gianluca Tanda hanno svolto presso i laboratori della Delft University of Technology, Faculty of Mechanical Engineering, The Energy Technology Section. Alle persone ed all’istituzione accademica i più sentiti ringraziamenti.

Bibliografia (1) Bressan M., De Antonellis S., 2002 “Redesign of a direct fired ammonia water absor-

ption chiller for adaptation to solar driven air conditioning mode”, Politecnico di Mila-no, Tesi di Laurea A.A. 2001/2002

(2) Tanda G., 2003 “Optimization of a solar ammonia absorption chiller” Politecnico di Milano, Tesi di Laurea A.A. 2003/2004

(3) Cucumo M.A. Marinelli V. Oliveti G., 1994 “Ingegneria solare principi ed applicazio-ni”, Pitagora editrice Bologna

(4) Lazzarin R., 1983 “L’energia solare e la produzione del freddo”, PEG Editore (5) Herold K.E. Radermacher R. Klein S.A., 1996 “Absorption Chillers and Heat Pumps”,

CRC Press (6) Ziegler B. Trepp C., 1984 “Equation of state for ammonia-water mixtures”, Revue in-

ternational du froid, 7, 101-106 (7) Taborek J., 1998 “Heat exchanger design handbook”, vol. 1,2,3, Begel House

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