Cicli frigoriferi innovativi per una migliore efficienza energetica

L'efficienza energetica di un impianto qualsiasi costituisce il problema principale dell'industria e, per ottenere il suo valore massimo possibile, occorre ricorrere a vari sistemi tecnologici. A causa dell'incremento continuo del costo dell'energia elettrica, i costi di produzione devono essere contenuti il più possibile o addirittura ridotti rispetto al passato. L'utente finale dell'impianto deve confrontarsi con un mercato sempre più concorrenziale e, per contrastarlo, deve trovare delle soluzioni innovative in grado di aiutarlo. La tecnologia frigorifera costituisce, nei suoi vari settori, un campo dove è possibile ottenere un fattore costo decisivo se si adottano determinati processi innovativi. A tale scopo occorre eliminare al massimo le perdite di energia e trovare le soluzioni in grado di fornire i risultati ottimali
Figura 1 – Formazione del vapore durante l’espansione di R-404A per diversi gradi di sottoraffreddamento

Vecchi e nuovi metodi per il miglioramento dell’efficienza energetica e della sicurezza.
La Tabella 1 riporta i vari sistemi che si possono adottare per migliorare l’efficienza energetica e la sicurezza del compressore in un impianto frigorifero.

Tabella 1 – Possibilità di aumento dell’efficienza energetica e della sicurezza

Finalità Situazioni termofisiche di intervento Misure attuabili
Riduzione della produzione di vapore nell’espansione           hU– h’OxO = _______

rO

h e triducono il rO  tramite l’aumento del valore KM

Scambiatore WÜ sul gas aspirato.ECO.

Combinazione ottimale K3 (cioè con ECO sul lato freddo)

Riduzione del consumo di potenza del compressore   T2                      K – 1____ = Π _____

T1                         K

Valutare ≤ 1,1  ser< 200 kJ/kg

(questo criterio non è valido per NH3 )

Freddo per climatizzazione maggiore (Π ≤ 3) Compressore centrifugo:refrigerante K ≤ 1,1,

R-134a, propano

Smaltimento del calore interno ed esterno nella compressioneTε ≤ 80°C Compressore a vite:con elevato raffreddamento dell’olio e alta temperatura di aspirazione con WÜ.

Compressore alternativo:

con raffreddatore intermedio

(a gradini, ECO e sistema Vorhees)

Massima sicurezza del compressore Surriscaldamento del gas di aspirazione, limitazione della temperatura di scarico WÜ sull’aspirazione ad alta capacità.Fissazione sicura del sensore di temperatura della valvola di espansione

Dove:

xO  =  vapore prodotto durante l’espansione

h=  entalpia vapore sottoraffreddato

h’O =  entalpia vapore nell’evaporatore

τ=  entalpia di evaporazione

T1 =   temperatura aspirazione

T2 =   temperatura compressione

Π =   rapporto fra temperature

K  =  grado di surriscaldamento

Te =   temperatura di scarico

to  =   temperatura di evaporazione

t=    temperatura di condensazione

Figura 2 – Schema del ciclo frigorifero monostadio con la combinazione K3 di sottoraffreddamento

Nella Figura 1 viene invece riportata la quantità di vapore xO prodotta durante l’espansione del refrigerante R-404A  in rapporto alla temperatura con e senza sottoraffreddamento del liquido. In questa figura la curva superiore mostra le dimensioni della formazione di vapore di espansione con un sottoraffreddamento di 3 K nel condensatore a seguito della bassa entalpia di evaporazione τO .
Le curve inferiori mostrano il risultato delle ulteriori misure di sottoraffreddamento in cui la temperatura di evaporazione to  viene sottoraffreddata al disopra da 20 K a 30 K.
D’altra parte i forti sottoraffreddamenti possono essere realizzati soltanto con delle combinazioni fra diversi e ben noti sistemi quali ECO e scambiatore intermedio WÜ sul gas di aspirazione.
Il metodo più vantaggioso è la combinazione K 3 della Figura 2.

Compressore a vite
I compressori a vite funzionano, in genere, con la tecnologia dell’allagamento a bagno d’olio delle viti. In questo modo si ottiene il risultato di trasferire il calore di compressione dal punto della sua formazione al flusso di olio ivi presente e poi di raffreddare l’olio caldo in un dispositivo esterno.
Questa compressione, che non è adiabatica, è un vantaggio energetico, ma presuppone che il gas di aspirazione venga fortemente surriscaldato. Le temperature del gas di aspirazione di 25°C, o di 30°C, provocano alcune condizioni per la trasmissione di calore

Figura 3 – Andamento della fase di compressione per diverse condizioni di partenza sul diagramma log h-p

dal vapore compresso al flusso di olio, mentre le temperature del vapore si trovano in un vasto campo superiori a quello dell’olio.
Se non viene impiegato alcun scambiatore intermedio sul gas di aspirazione e ci si trova ad avere un surriscaldamento dello stesso di 10 – 15 K, allora le differenze di temperatura fra il vapore e l’olio sono all’inizio in una situazione inversa, cioè si ha passaggio di calore dall’olio al vapore con relativo trasporto termico.
Ciò comporta un aumento dell’entropia e nessuna possibilità di un aumento dell’efficienza energetica da parte del compressore.
Anche quando lo stesso è alla fine dello stadio di compressione, cioè con il massimo valore di pressione, il calore viene dissipato e lo smaltimento di calore ha una somma totale pari a zero oppure molto basso e si può identificare la situazione come un processo politropico della compressione dal punto 6 al punto 5, come indicato dalla linea blu della Figura 3.
Se, invece, il punto di uscita della compressione mostra un forte surriscaldamento (linea rossa), allora il vapore raggiunge rapidamente la temperatura di mandata dell’olio al punto 2. Da qui si ha una riduzione dell’entropia fino al punto 4 (80°C).
Questa riduzione di entropia è dovuta alla dissipazione del calore e all’aumento dell’efficienza in contrasto alla variazione isoentropica della compressione fra il punto 1 e il punto 3 (linea verde).
In altre parole: un forte surriscaldamento del gas di  aspirazione è il presupposto per il miglioramento dell’efficienza energetica in un compressore a vite che funzioni a bagno d’olio, cioè non adiabaticamente.
Deve essere effettuato lo smaltimento all’esterno del calore mediante un raffreddatore  dell’olio, cioè nel caso di un forte surriscaldamento del gas di aspirazione è necessario ricorrere ad una forte potenzialità di raffreddamento dell’olio.

Figura 4 – Sezione trasversale di uno scambiatore di calore con canali ad anello

Di regola è possibile calcolarla con l’aiuto di un software fornito dal fabbricante. Le informazioni ottenute con il diagramma log p-h possono essere ricavate anche matematicamente dal bilancio energetico del compressore. In questo bilancio energetico si ottiene anche la capacità del raffreddatore dell’olio. Con questo bilancio energetico è possibile ricavare quali effetti ha la variazione della temperatura di scarico del compressore e la portata sulla capacità intrinseca del compressore.
I risultati ottenuti non sono soltanto vantaggiosi energeticamente, ma garantiscono anche la massima sicurezza del compressore contro un possibile allagamento dell’evaporatore a causa di un eventuale malfunzionamento del sensore dell’organo di laminazione.
Da queste rappresentazioni risulta altresì chiaramente la necessità di una riconversione dello scambiatore intermedio sul gas di aspirazione (WÜ) in un impianto frigorifero funzionante con un compressore a vite e già previsto di un sistema ECO.
Il surriscaldamento del gas di aspirazione fino a 25 °C è senz’altro vantaggioso per un compressore a vite ed è il presupposto per il miglioramento dell’efficienza della compressione.
Per poter raggiungere un certo surriscaldamento si possono impiegare, nel caso di medie e grandi capacità, degli scambiatori WÜ del tipo a canali circolari come quelli della Figura 4 mentre, per le piccole capacità, è disponibile lo scambiatore WÜ a flusso assiale della Figura 5 con alettatura interna.
Queste configurazioni sono applicabili anche per il raffreddamento del gas di scarico ed il ricupero di calore ad alta temperatura.
Scelta di una piccola differenza di temperatura sul lato di uscita caldo dello scambiatore WÜ

Obiettivo: basso costo, ridotte superfici di scambio, aggravio di prezzo in caso vendita

Δt pic  = da 30 a 45 K

Obiettivo: elevata efficienza energetica, ridotto consumo di potenza, ridotta produzione di vapore durante l’espansione, massima sicurezza del compressore contro eventuali allagamenti dell’evaporatore

ΔT pic = da 10 a 15 K

(necessità di uno scambiatore WÜ ad alta capacità sul gas di aspirazione).

Figura 5 – Sezione trasversale di uno scambiatore di calore a flusso assiale con alettature interne

Compressore alternativo a pistoni
I compressori alternativi a pistoni funzionano fondamentalmente in regime adiabatico. L’influenza del compressore tramite una trasmissione di calore verso il posto di origine del calore non risulta possibile. Ma anche qui si ha molto spazio per poter ottenere notevoli miglioramenti dell’efficienza energetica:

  • Compressione monostadio con scambiatore sul gas di aspirazione (Figura 6)
  • Compressione a doppio stadio con ECO (Economizer). Figure 7 e 8.
  • Compressione a doppio stadio con raffreddatore intermedio e scambiatore WÜ ad alta capacità sul gas di aspirazione (Figura 9)
  • Compressione monostadio in base al sistema Vorhees e con ECO (Figure 10, 11 e 12).
Figura 6 – Schema del ciclo frigorifero monostadio con compressore alternativo e scambiatore sul gas di aspirazione

Compressione monostadio con scambiatore sul gas di aspirazione
Come si può vedere dalla Figura 6, si tratta di un processo piuttosto semplice. La temperatura di compressione ammissibile dipende dai dati forniti dal fabbricante del compressore che, di regola, è di circa 140 °C. Se si vuol avere un impianto con una maggiore efficienza energetica non risulta possibile sfruttare questa temperatura limite. Non è possibile funzionare al disotto di circa –30°C di evaporazione poiché viene diminuito l’effetto positivo della riduzione della formazione di vapore di espansione a causa del maggiore consumo della potenza di compressione dovuta alla elevata temperatura di scarico del compressore.
Nel caso di più alte temperature di evaporazione, maggiori di –10°C, si ottiene in tal modo un effetto più ridotto poiché il vapore freddo richiede un minore apporto di freddo per il sottoraffreddamento del refrigerante liquido.

Figura 7 – Schema del ciclo frigorifero a due stadi con compressore alternativo e economizzatore (ECO)

Questo sottoraffreddamento è quindi tracciabile nel caso di temperature di evaporazione superiori a –10°C ma non è effettivamente sufficiente.  L’impiego del semplice processo ottenibile con lo scambiatore WÜ sul gas di aspirazione è fattibile anche per temperature di evaporazione fra ≥ -30°C e  ≤ -10°C. Si può ritenere di ottenere un vantaggio energetico intorno a ≤ – 10°C.
Tuttavia l’impiego di uno scambiatore posto sul gas di aspirazione è sempre positivo per eliminare il ritorno di liquido al compressore.

Compressione a doppio stadio con scambiatore ECO
Il processo è rappresentato nella Figura 7. Nella Figura 8 sono illustrati i compressori a stadi multipli completi di ECO che possono essere forniti in base ad un determinato programma, per esempio i modelli KP-150-2 e KP-180-1 della casa tedesca Bitzer. È chiaro che la pressione intermedia fra lo stadio di alta e quello di bassa, che rispecchia la pressione ECO, è un po’ troppo elevata per poter ottenere un sottoraffreddamento sufficientemente elevato. Uno dei vantaggi di questi compressori è la loro leggera

Figura 9 – Schema di un ciclo frigorifero con compressori alternativi bistadio, raffreddatore intermedio e scambiatore sul gas di aspirazione

costruzione.

Compressione a doppio stadio con raffreddamento intermedio e scambiatore WÜ ad alta capacità sul gas di aspirazione
Dopo il sopracitato programma di fornitura, i compressori alternativi a doppio stadio possono essere adottati anche senza il sistema ECO. Essi sono combinati con uno scambiatore WÜ ad alta capacità sul gas di aspirazione e con un raffreddatore intermedio, come da Figura 9.
Il raffreddatore intermedio (ZK) può funzionare come raffreddatore-evaporatore con il refrigerante uscente dal condensatore a scorrimento naturale.
Il flusso di miscela liquido-vapore viene separato nel ricevitore di liquido in modo preferenziale ed il vapore ritorna al condensatore. Ragion per cui non si raccoglie alcuna quantità di olio nel raffreddatore intermedio. La presenza del raffreddatore intermedio fa limitare sia la pressione di scarico del compressore come pure quella intermedia ed è raccomandata anche per il raffreddamento a bassa temperatura quale efficiente alternativa per risparmiare l’energia.
Come temperatura intermedia viene, in genere, scelto in funzione delle varianti disponibili per il postraffreddamento del vapore, il valore tz  = 40°C.

Figura 10 – Schema del ciclo frigorifero con compressore alternativo e carico sulla pressione di aspirazione tramite l’economizzatore (sistema Vorhees), completo di scambiatore sul gas di aspirazione

Le tre alternative cosi rappresentate sono messe a confronto per condizione di

to =  – 40°C, refrigerante R-404A, Qo  = 60 kW e tc  = 45°C.

I risultati dei calcoli sono riportati nella Tabella 2 per condizioni operative con evaporatore secco.

Tabella 2 – Risultati di confronto fra le varianti da 4.1 a 4.3 per
to = – 40°C,  Qo = 60 kW, tc = 40°C

Grandezza Unità Evaporatore secco
Consumo di potenza 4.1 kW (%) 58,53 (= 100%)
Consumo di potenza 4.2 kW (%) 50,44 (= 85,44%) in base al software Bitzer
Consumo di potenza 4.3 kW (%) Un raffreddamento intermedio di 40°C

Tutte le alternative riportate nella Tabella 2 sono state realizzate con l’apporto del programma di fornitura del fabbricante dei compressori. Lo scambiatore WÜ ad elevata capacità sul gas di aspirazione è disponibile e cosi pure il raffreddatore intermedio.
Per mezzo della possibilità di avere un regime a stadi multipli, la temperatura di compressione intermedia e quella di scarico si vengono a trovare, anche nel caso di applicazioni a bassa temperatura, al disotto di 80°-100°C, con il risultato di poter ridurre

Figura 11 – Principio della compressione del sistema Vorhees con carico sulla pressione di aspirazione tramite l’economizzatore

drasticamente il consumo di potenza del compressore.
La presenza di stadi multipli necessita, tuttavia, di una maggiore complessità dell’impianto che si riflette in un maggiore costo.

Compressione monostadio con sistema Vorhees e con ECO
Questo processo è rappresentato nella Figura 10 ed il relativo funzionamento del compressore nella Figura 11.
In base allo schema della Figura 10 si ha una compressione monostadio con la combinazione K3 di sottoraffreddamento.
Il vapore uscente dal ECO viene trasportato ad impulsi nel manicotto di entrata posto al disotto del punto morto della corsa del pistone (Figura 11). L’idea del sistema Vorhees consiste semplicemente in uno stupefacente miglioramento del funzionamento dell’impianto.
Nelle edizioni più recenti del manuale Pohlmann questo sistema non è stato più riportato per ragioni evidenti. Infatti, il sistema Vorhees aveva fatto il suo tempo dato che erano trascorse decine di anni dalla sua concezione senza alcuna applicazione pratica. È stato quindi necessario aspettare fino agli odierni aumenti del costo dell’energia affinché esso venisse nuovamente preso in considerazione. Quella riportata sulla Figura 11 è solo una libera interpretazione di alcuni schizzi disponibili nella letteratura tecnica.
Ad ogni spostamento di 90° dell’albero a gomiti del compressore si ha la massima forza di aspirazione del pistone con relativa completa apertura della valvola di compressione.
I manicotti di entrata del vapore proveniente dall’economizzatore (ECO) vengono scoperti dal pistone in corrispondenza del punto morto inferiore. Però il vapore non può ancora affluire attraverso gli stessi. In corrispondenza della posizione dell’albero a gomiti di circa 15° prima del punto morto la corsa assiale del pistone è molto ridotta, la sua forza di aspirazione è minima e la valvola di aspirazione inizia a chiudere. In questo momento il pistone lascia entrare liberamente il vapore proveniente dall’economizzatore.
Si viene quindi ad avere un sovraflusso e una miscelazione dei vapori come si può avere in un processo di riempimento di un contenitore.
L’aumento della pressione nel cilindro avviene quindi non con la potenza di comando del compressore ma con la generazione di pressione dallo scambiatore ECO. La compressione non segue la consueta curva isoentropica (adiabatica) ma, piuttosto, una curva isocora (a volume costante).
La compressione che si ha tramite l’introduzione del vapore in arrivo dall’ECO alleggerisce il movimento verso l’alto del pistone e blocca la chiusura del manicotto instaurando la classica compressione isoentropica, il cui rapporto di compressione viene così diminuito.
Nel diagramma log p-h della Figura 12 sono riportate la compressione separata del vapore del refrigerante senza la presenza del vapore dal ECO ma prendendo in considerazione l’impiego di uno scambiatore WÜ sul gas di aspirazione (linea verde), la compressione del vapore dal ECO con una compressione esterna (linea blu) e una compressione della miscela dei vapori in base al flusso di entrata del vapore dal ECO (linea rossa).
È stata considerata anche una perdita  di pressione in confronto a quella del ECO che dimostra un chiaro aumento della pressione iniziale di compressione, che può essere interpretata anche come un processo di carico.
La risultante pressione di aspirazione dipende dal rapporto fra le quantità di massa implicate. Se il vapore ECO viene suddiviso fra tutti i cilindri dei compressori disponibili, la pressione risulta chiaramente più bassa rispetto a quella del ECO e, inversamente, si ottiene una pressione di aspirazione più elevata se il vapore ECO viene suddiviso fra un minor numero di cilindri.
Occorre che sia impiegato un minimo di due o tre cilindri con i relativi manicotti di ingresso. Alcuni dettagli al riguardo dipendono dal fabbricante del compressore.
È quindi possibile ottenere un aumento dell’efficienza energetica applicando i seguenti metodi:
Aumento della pressione iniziale della fase di compressione di una miscela di vapore proveniente sia dall’evaporatore che dall’economizzatore.
Forte sottoraffreddamento tramite la combinazione K3 oppure con il solo economizzatore e conseguente forte riduzione della formazione di vapore durante l’espansione.
Riduzione della temperatura di scarico del compressore per cui non é necessario ricorrere ad un regime a stadi multipli.

Figura 12 – Andamento sul diagramma log h, p delle fasi di compressione dei vapori separatamente dall’evaporatore e dall’economizzatore secondo il sistema Vorhees

Il processo di miscelazione fino all’inizio della fase di compressione dipende molto dal rapporto fra le masse di vapore in gioco e non è stato qui rappresentato.
La formazione di vapore può aumentare se si ha un elevato effetto del carico e se sono impiegati tutti i cilindri con i loro manicotti, quando sono collegati fra loro un evaporatore alla pressione del economizzatore e l’evaporatore effettivo.
Gli sviluppi ottenibili vengono, in aggiunta, diretti in modo da realizzare il sistema Vorhees in un prossimo futuro.
D’altra parte questo metodo sarà realizzabile solo dopo che saranno immessi sul mercato dai fabbricanti di compressori dei modelli che abbiano le necessarie caratteristiche costruttive. Fino a quel momento occorre procedere con i miglioramenti offerti dai sistemi 4.1, 4.2 e 4.3 che possono essere adottati prontamente.
Occorre però separare la proposta di un sistema Vorhees dal timore che si tratti soltanto di una speciale soluzione esotica e costosa. Le idee di Vorhees comportano il materiale di una soluzione standard possibile nel prossimo futuro e mantengono l’affidabilità competitiva dei compressori alternativi.

Bibliografia
H. Förster, “Energieeffizienz verbesserungen für die Kältetechnik durch innovative  Processführung”, K. Kälte, febbraio 2011

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