Ampliamento alla funzionalità subcritica e collaudo di un calorimetro per compressori semiermetici alternativi ad anidride carbonica

Facoltà di Ingegneria Industriale

Corso di Laurea Magistrale in

Ingegneria Energetica

Ampliamento alla funzionalità subcritica e collaudo di un

calorimetro per compressori semiermetici alternativi ad

anidride carbonica

Relatore: Prof. Luca MOLINAROLI

Tesi di Laurea di

I primi ringraziamenti che sento di fare sono rivolti a coloro i quali hanno permesso la realizzazione di questo scritto.

Desidero innanzitutto ringraziare il Professor Luca Molinaroli per la di-sponibilità, la competenza e soprattutto per il prezioso aiuto prestatomi nel redigere la tesi. Suo è anche il merito della felice collaborazione con Frascold S.p.A..

Nei sei mesi trascorsi in azienda ho avuto l'opportunità di lavorare ad un progetto molto stimolante, in un clima sempre sereno ed aperto al dialogo. Tutti i colleghi hanno agevolato il mio ambientamento ed hanno arricchito le mia formazione condividendo le loro conoscenze e voglio pertanto ringraziarli. Una menzione particolare va all'Ing. Federico Dogana che oltre ad avermi svelato ogni dettaglio del calorimetro mi ha introdotto alla realtà lavorativa e mi è stato di esempio con la sua professionalità.

Il periodo dedicato alla tesi è sicuramente quello più vivo nella memo-ria, ma rappresenta solo la meta di un percorso lungo ed impegnativo che necessita di un supporto per essere portato a termine.

Il supporto non è mai mancato da parte degli amici. Alcuni di loro hanno condiviso da vicino il percorso dimostrandosi ottimi compagni di studio, altri lo hanno vissuto per intero attraverso i miei racconti, i miei sfoghi e le mie gioie, essendo gli amici di sempre.

Chi è stato con me ogni giorno e mi ha dato il supporto maggiore è la mia famiglia: papà, mamma e mia sorella Stefania. Vorrei ringraziarli per il modo in cui mi hanno sempre incoraggiato senza mai imporre vincoli ed obiettivi.

Sommario 1

Abstract 3

1 La CO2 come uido refrigerante 5

1.1 Le proprietà ricercate nei uidi frigoriferi . . . 6

1.2 Proprietà della CO2 . . . 7

1.2.1 Proprietà chimico-siche . . . 7

1.2.2 Valutazione comparativa delle proprietà . . . 10

1.3 Risultati sintetici della comparazione . . . 15

2 Impianto esistente 17 2.1 Schema di funzionamento . . . 17

2.2 Controllo del ciclo . . . 20

2.3 Elementi costituenti l'impianto . . . 21

2.3.1 Apparecchiature di processo . . . 24

2.3.2 Strumentazione . . . 26

2.4 Dettaglio di funzionamento . . . 26

3 Estensione del circuito di prova al funzionamento subcritico 31 3.1 Il ciclo in cascata . . . 31

3.2 Realizzazione del circuito top . . . 34

3.2.1 Scambiatore intermedio + valvola di espansione . . . . 35

3.2.2 Scelta unità motocondensante . . . 35

3.3 Aggiornamento P&ID . . . 42

3.4 Logica di controllo in subcritico . . . 45

3.4.1 Compito dell'inverter . . . 46

3.4.2 Compito della valvola EEV_R134a . . . 46

3.4.3 Reimpiego della valvola Vpr . . . 49

4 Metodi di prova normati 53

4.1 EN 12900 . . . 53

4.1.1 Requisiti per la pubblicabilità dei dati . . . 54

4.2 EN 13771-1 . . . 58

4.2.1 Denizioni . . . 58

4.2.2 Metodo di calcolo . . . 60

4.2.3 Tolleranze . . . 62

4.3 Certicazione ASERCOM . . . 64

5 Conduzione delle prove 67 5.1 Revisione degli obiettivi . . . 67

5.2 Prove dell'A 1 2,5 SK2 . . . 70 5.2.1 Risultati raggiunti . . . 70 5.2.2 Procedura di prova . . . 73 5.2.3 Problematiche di prova . . . 74 5.3 Prove del D 4,5 9 SK2 . . . 80 5.3.1 Risultati raggiunti . . . 80 5.4 Prove secondo EN 13771-1 . . . 83

5.4.1 Critica alla normativa . . . 85

5.4.2 Proposta migliorativa . . . 86

6 Risultati 89 6.1 Elaborazioni per A 1 2,5 . . . 89

6.2 Elaborazioni per D 4,5 9 . . . 95

6.2.1 Diagrammi . . . 98

6.2.2 Rappresentazione graca in termini di superci . . . . 102

6.3 Verica dei limiti dell'unità motocondensante . . . 106

7 Conclusioni 111

1.1 Diagramma di stato per anidride carbonica . . . 8

1.2 Cicli subcritico e transcritico confrontati sui piani ternodina-mici P-h e T-s . . . 9

1.3 Confronto dei coecienti di scambio termico in fase liquida e vapore . . . 12

2.1 Circuito transcritico ideale e ussi di potenza . . . 18

2.2 Ciclo transcritico in relazione alle sorgenti termiche . . . 19

2.3 Ciclo frigorifero economizzato . . . 20

2.4 Determinazione ideale del ciclo transcritico . . . 21

2.5 P&ID calorimetro transcritico . . . 22

3.1 Ciclo in cascata con economizzazione nel circuito bottom . . 32

3.2 Cascade, piano T-s . . . 33

3.3 Scambiatore a piastre e valvola espansione . . . 35

3.4 Envelope SK2 . . . 37

3.5 Valutazione idoneità dell'unità motocondensante . . . 38

3.6 Campo di parzializzazione dell'unità motocondensante . . . . 40

3.7 Unità motocondensante . . . 41

3.8 P&ID denitivo. Transcritico+subcritico . . . 43

3.9 Diagramma T-Q per lo scambiatore a piastre . . . 46

3.10 Andamento della potenza frigo in funzione di 4T . . . 48

3.11 Pannello di controllo in gestione subcritica . . . 50

4.1 Campo di applicazione CO2 soggetto alla EN 12900 . . . 56

4.2 Denizione di capacità frigorifera secondo EN 13771-1 . . . 59

4.3 Accuratezza degli strumenti di pressione e temperatura . . . . 64

4.4 Confronto delle tolleranze secondo EN 12900 ed ASERCOM . 65 5.1 Punti-obiettivo della campagna prove . . . 69

5.3 Instabilità delle condizioni di aspirazione alla bassissime

eva-porazioni . . . 76

5.4 Condizioni ottenute per il D 4,5 9 SK2 . . . 80

5.5 Tolleranze e risoluzione in evaporazione . . . 81

5.6 Prova stabile EN 13771-1 . . . 84

5.7 Accuratezza dello strumento e tolleranza della misura a con-fronto . . . 86

5.8 Eetto della scarsa precisione sulla pressione di condensazione 87 6.1 Temperature di scarico e β per A 1 2,5 . . . 91

6.2 Scadimento abnorme di ηv per A 1 2,5 . . . 94

6.3 Temperature di scarico e β per D 4,5 9 . . . 95

6.4 Diagrammi: capacità frigorifera e portata massica . . . 99

6.5 Diagramma: potenza assorbita . . . 100

6.6 Diagrammi: rendimenti volumetrico ed isoentropico . . . 101

6.7 Visualizzazione della supercie attraverso le curve di livello . . 103

6.8 Curve di livello per la potenza assorbita . . . 103

6.9 Curve di livello per il COP . . . 104

1.1 Comparativa delle proprietà termosiche medie tra -40 °C e

+10 °C tra comuni refrigeranti monocomponente . . . 10

1.2 Classi di sicurezza ASHRAE dei refrigeranti . . . 13

1.3 Valori di ODP e GWP per i principali refrigeranti . . . 14

2.1 Legenda P&ID transcritico . . . 23

3.1 Gamma SK2 . . . 36

3.2 Campo assorbimenti . . . 37

3.3 Legenda P&ID transcritico+subcritico . . . 44

4.1 Parametri EN 12900 . . . 54

4.2 Tolleranze EN 12900 . . . 57

4.3 Scostamenti dalla condizione base . . . 61

4.4 Tolleranze per il test in condizioni base . . . 62

4.5 Tolleranze per la certicazione ASERCOM . . . 65

5.1 Tre proli di tolleranze . . . 68

5.2 Condizioni testate A 1 2,5 . . . 72

6.1 Comparativa A 1 2,5, Dati misurati ←→Polinomio . . . 93

6.2 Coecienti polinomiali . . . 96

6.3 Comparativa D 4,5 9, Dati misurati ←→Polinomio . . . 97

A causa delle sue proprietà chimico-siche, l'anidride carbonica (CO2)

impie-gata come uido refrigerante si presta bene sia per attuare un ciclo cosiddetto transcritico sia per lavorare in ciclo subcritico ossia quello tradizionale. Presso FRASCOLD S.P.A., azienda produttrice di compressori per refrige-razione, è presente un calorimetro sviluppato per l'eettuazione di test e collaudi di compressori a CO2 per cicli transcritici. L'azienda produce anche

una gamma di compressori a CO2 per cicli subcritici ed è pertanto

inten-zionata ad adeguare il calorimetro esistente anché ottenga la essibilità di commutare tra le congurazioni transcritica/subcritica e renderlo l'impianto-prove di riferimento per tutti i compressori a CO2. In estrema sintesi il lavoro

di tesi si traduce nella progettazione e nella messa a punto di un ciclo co-siddetto in cascata che è la più comune soluzione tecnica utile a garantire uno scambio termico compatibile coi vincoli di temperatura imposti dal ciclo subcritico della CO2.

Parole chiave: R744, compressore subcritico, analisi sperimentale, calori-metro per compressori.

According with its chemical and physical properties, carbon dioxide (CO2)

used as a refrigerant is well suitable for realizing both the so-called trans-critical cycle and the subtrans-critical cycle that is the traditional one. At FRASCOLD S.P.A., an Italian factory that produces compressors for refrige-ration, there is a calorimeter developed for testing CO2 compressors working

in transcritical cycle. This factory also produces a series of CO2 compressors

designed for subcritical applications and for this reason want to conform the existent calorimeter to obtain a new layout that permit the switching between transcritical and subcritical congurations in order to make this implant the only one test stand for every CO2 compressors. In synthesis my thesis

con-sists in designing and developing a cascade cycle that is the most common technical solution able to guarantee the thermal exchange compatible with temperature constrains imposed by the subcritical cycle of CO2.

Keywords: R744, subcritical compressor, experimental analysis, compres-sor calorimeter.

La CO

₂

come uido refrigerante

Un qualsiasi uido, che sia esso naturale o sintetico può prestarsi all'impiego come refrigerante a patto che mostri una caratteristica di coesistenza delle fasi liquido-vapore nel range di temperature delimitato dalle sorgenti termi-che entro cui si vuole fare lavorare il ciclo frigorifero. Partendo da questo supposto teorico, nulla vieterebbe di pensare di realizzare un ciclo frigorifero, per esempio, ad acqua se la nostra utenza frigorifera fosse riferita a condizioni compatibili con le caratteristiche dell'acqua stessa.

È stato nominato l'esempio dell'acqua perché è di gran lunga il uido più economico, ecocompatibile, facilmente reperibile e dalla grande capaci-tà termica e pertanto sicuramente degno di essere valutato, ma evidente-mente presenta anche notevoli difetti per l'impiego nella tecnica del freddo visto che l'acqua non rientra certo nel novero dei refrigeranti maggiormente noti1_{. Il limite, per l'appunto, è che essa non manifesta più la coesistenza di}

fase liquido-vapore al disotto degli 0 °C dove, come è ben noto, essa solidica rendendosi inservibile in un impianto a usso. E purtroppo sono proprio le temperature negative quelle che caratterizzano le applicazioni frigorifere.

E' questa la principale motivazione per cui nella storia della scienza frigo-rifera ha sempre avuto grande importanza lo studio di nuovi uidi, spesso ar-tefatti, che avessero proprietà più rispondenti dal punto di vista prettamente termosico. Come spesso succede però, l'inseguimento mirato dei parametri di primaria importanza per la funzionalità tecnica trascura quelli riferiti a quelle qualità citate per l'acqua che stanno assumendo un'importanza sempre maggiore.

Ecco che nello sviluppo di queste argomentazioni emerge con autorità la proposta della CO2, altrimenti detta R744 nella nomenclatura dei

ui-1_{il suo impiego è limitato all'ambito del condizionamento con l'esempio notevole del}

1.1 Le proprietà ricercate nei uidi frigoriferi

Se ci si pregge di valutare globalmente la bontà di un uido piuttosto che di un altro senza soermarsi esclusivamente sulle caratteristiche richieste della tecnica, sicuramente ci si ritrova a stilare un lungo elenco di proprietà ricer-cate. Come avviene in qualsiasi branca della tecnica, con l'evoluzione, ci si spinge a valutare le ripercussioni di una qualsiasi scelta rispetto ad una cre-scente moltitudine di aspetti che possono variare dalla sicurezza all'ecienza energetica passando, per esempio, per la competitività economica. Inoltre la valutazione di un uido non può prescindere da quella dell'impianto (o per-lomeno della macchina) in cui lavora e dunque è molto importante lo studio integrato del sistema uido-compressore. Tutte queste premesse sono utili a mantenere un'ottica che sia la più ampia possibile sulla trattazione che si sta proponendo.

ˆ prima di tutto il uido deve essere in grado di attuare il ciclo teorico di progetto e cioè deve garantire la fattibilità tecnica. Il vincolo sico è dettato dal sistema di disuguaglianze3

(

Tp.t. ref rig.< Tsorg. f redda ciclo

Tp.c. ref rig.> Tsorg. calda ciclo

(1.1) se s'intende il ciclo frigorifero nella sua forma tradizionale (subcritica). Il vincolo si riduce alla sola prima uguaglianza

Tp.t. ref rig.< Tsorg. f redda ciclo (1.2)

se si accetta un ciclo transcritico.

Si noti che nella refrigerazione industriale si raggiungono temperature di sorgente fredda di circa -50 °C.

ˆ il uido deve avere possibilmente un'ottima capacità di trasferire il calore e cioè avere alta densità, alta entalpia di evaporazione alto calore specico e anche alta conduttività termica per favorire il coeciente di scambio termico. Questo si traduce immediatamente nella possibilità di ridurre i volumi delle macchine e le superci di scambio termico, con conseguente vantaggio economico.

2_{American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers} 3_{p.t. = punto triplo; p.c. = punto critico}

ˆ deve far lavorare il compressore in modo eciente per esempio presen-tando un rapporto di compressione β sucientemente contenuto poiché è noto che un aumento di β fa scadere il rendimento volumetrico e fa au-mentare la potenza assorbita dal compressore. Dal punto di vista delle sollecitazioni meccaniche sono preferibili basse pressioni di esercizio. ˆ deve essere adatto a lavorare a contatto con i materiali e le sostanze

(principalmente oli lubricanti) comunemente utilizzati nell'industria del freddo.

ˆ deve essere economico sia dal punto di vista del costo d'acquisto sia da quello dei costi di gestione che possono comprendere la mera spesa per la circolazione del uido dovuto al valore di viscosità che presenta od anche la necessità di prevedere componenti ausiliari come per esempio l'impianto di recupero della carica di refrigerante.

ˆ deve essere sicuro per la salute; questo si realizza qualora la sostanza sia atossica ed inerte dal punto di vista chimico.

ˆ deve essere compatibile con l'ambiente inquinandolo il meno possibile con particolare attenzione per le problematiche dell'eetto serra e del buco dell'ozono.

ˆ deve essere facilmente reperibile.

1.2 Proprietà della CO

2

1.2.1 Proprietà chimico-siche

In condizioni ambiente la CO2 si presenta allo stato gassoso ed infatti

con-tribuisce in quota dello 0,039 %, in volume, alla composizione dell'atmosfera terrestre. La mappatura del comportamento dell'anidride carbonica in con-dizioni di pressione e temperatura diverse da quelle ambiente è consultabile nel diagramma di stato mostrato in Figura 1.1. L'osservazione più imme-diata riguarda la posizione del punto triplo (Ptr= 5,185 bar, Ttr= -56,57 °C)

che mostra una pressione superiore a quella atmosferica. Il punto critico in-vece (Pcr = 73,825 bar, Tcr = 31,06 °C) si colloca in corrispondenza di una

temperatura di 31,06 °C. Questo valore rappresenta un'eccezione nel panora-ma dei uidi refrigeranti: la panora-maggioranza dei uidi presenta un punto critico a più alta temperatura, in particolare a temperature superiori a quelle cano-niche della condensazione ad aria verso ambiente esterno che possono variare nel range 25÷55 °C. Questa dierenza è sostanziale.

Figura 1.1: Diagramma di stato per anidride carbonica

Sempre in riferimento alla diusa pratica della condensazione4_{ ad aria}

come caso-base di riferimento, si comprende che di vera e propria condensa-zione si può parlare solo per i uidi diversi dalla CO2 che, trovandosi sotto la

propria temperatura (e pressione) critica, possono raggiungere un punto del ramo di coesistenza delle fasi liquido-vapore. Viceversa quando la CO2 deve

cedere calore all'aria a temperature superiori ai 31 °C non avrà alcun modo di raggiungere il ramo bifase e dunque non avrà luogo una condensazione isotermobarica bifase bensì un desurriscaldamento isobaro monofase.

Nel primo caso, quello con condensazione isotermobarica bifase, si parla di ciclo subcritico; altrimenti, in caso di desurriscaldamento isobaro monofase si parla di ciclo transcritico. Le due varianti di ciclo sono messe a confronto sui diagrammi termodinamici pressione-entalpia (P-h) e temperatura-entropia (T-s) in Figura 1.2.

Riassumendo in maniera sintetica si può aermare che la CO2 evolve

nel-la maggior parte dei casi secondo un ciclo transcritico mentre per attuare il

comune ciclo subcritico caratteristico degli altri uidi è necessario che il ci-clo ad anidride carbonica venga tenuto freddo ossia venga fatto condensare a temperature inferiori ai 31 °C, che sono relativamente basse e potrebbe-ro facilmente richiedere l'impiego di una ulteriore macchina frigorifera per garantire la presenza di una sorgente fredda adeguata.

(a) P-h

(b) T-s

Figura 1.2: Cicli subcritico e transcritico confrontati sui piani ternodina-mici P-h e T-s

1.2.2 Valutazione comparativa delle proprietà

Valutare la risposta della CO2 alla serie di richieste elencate nella sezione 1.1

ha senso solo in un'ottica di confronto con i uidi concorrenti. Siccome il panorama dei refrigeranti ne annovera qualche centinaio, è utile ridurre la comparazione ai uidi più signicativi. Questi possono essere l' ammoniaca, molto eciente, l'R134a, molto diuso, ed il propano (R290), uno dei più comuni idrocarburi. Per ottenere un confronto sintetico si possono valutare le proprietà in condizioni di saturazione per entrambe le fasi liquida e vapore per livelli di temperatura signicativi (da -40 °C a +10 °C con passi di 10 °C) facendone poi la media. Il confronto delle principali proprietà termosiche è riportato nella Tabella 1.1.

valori medi (-40 °C ÷ +10 °C) NH3 CO2 R134a R290 ρ_{liq_sat} 658 999 1341 547 [kg/m3] ρ_{vap_sat} 2,3 70 10 7,3 [kg/m3] ρ_{l_sat}/ρ_{v_sat} 282 14 137 75 [-] ∆h_evap 1310 266 208 393 [kJ/kg] cpliq 4,8 2,3 1,3 2,4 [kJ/kg K] cpvap 2,8 1,6 0,8 1,6 [kJ/kg K]

Tabella 1.1: Comparativa delle proprietà termosiche medie tra -40 °C e +10 °C tra comuni refrigeranti monocomponente

La prima osservazione è sicuramente quella di riconoscere la CO2 come

un uido sucientemente denso rispetto agli altri uidi considerati visto che risulta secondo solo all' R134a in fase liquida mentre è nettamente il più denso in fase vapore. Per quanto riguarda i valori di calore latente e calori specici si può dire che la CO2 si allinea sostanzialmente ad R134a ed

R290 ma è fortemente distanziata dall'ammoniaca che perciò richiederà una portata molto ridotta per asportare il medesimo carico frigorifero.

Il calore latente di vaporizzazione, che rappresenta il termine preponde-rante nella denizione della potenza frigorifera, è riferito all'unità di massa, ma sarebbe più opportuno un riferimento all'unità di volume per giudicare correttamente un refrigerante che evolverà in compressori volumetrici. Il da-to di riferimenda-to di densità in aspirazione al compressore può essere assunda-to in corrispondenza del vapore saturo, per semplicità. È dunque il prodotto

4hevap· ρvap sat l'indicatore della capacità frigorifera volumetrica. I risultati

dei quattro refrigeranti in esame sono:

NH3−→3056 kJ/m3 CO2−→18547 kJ/m3

R134a−→2041 kJ/m3 _{R290−→2868 kJ/m}3

Il dato promuove nettamente la CO2 che si dimostra migliore degli altri

uidi di un fattore 6÷9.

Per completare il confronto sulla capacità di scambiare calore era stata citata la preferenza di un alto coeciente di scambio termico: valutiamone il comportamento. Nell'ipotesi che i uidi scorrano tutti a 2 m/s con la portata necessaria ad asportare 10 kW termici si ottengono, utilizzando la correlazione di Sieder e Tate [1] per convezione forzata interna in regime turbolento, i risultati riportati nei graci di gura Figura 1.3. Tra le due comparative, la più indicativa è sicuramente quella riguardante il coeciente di scambio termico in fase liquida visto che grosso modo vale un ordine di grandezza in più rispetto a quello in fase vapore e soprattutto ha un ruolo dominante nello scambio termico bifase [1]. Ancora una volta la CO2 non

riesce a competere con l'ammoniaca, ma si dimostra decisamente migliore di R134a ed R290 avendo una capacità di scambio termico circa doppia della loro. Lo scambio termico nella fase vapore invece, pur essendo meno incisivo, è nettamente a favore della CO2.

Vengono ora valutati quali siano i rapporti di compressione richiesti dai uidi sotto esame per compiere un determinato salto di temperatura in con-dizioni di saturazione. Il range di temperatura -40 °C ö +10 °C osservato nora può essere ben indicativo delle dierenze tra i vari uidi:

β_NH3 = 8,58 β_CO2 = 4,48 β_R134a = 8,10 β_R290 = 5,70

Si nota come sia proprio la CO2a minimizzare il parametro β con un

valo-re signicativamente inferiovalo-re alla media e congeniale al buon funzionamento del compressore in termini sia di rendimento volumetrico che di rendimento isoentropico. D'altro canto valutando le pressioni di saturazione si manifesta uno dei maggiori difetti della CO2 ossia il fatto che queste pressioni siano

decisamente più alte rispetto a quelle raggiunte da tutti gli altri refrigeran-ti; nella fattispecie dell'esempio trattato, alla temperatura di saturazione di +10 °C la CO2 si trova alla pressione di 45,02 bar mentre NH3, R134a, R290

si trovano rispettivamente a 6,15, 4,14 e 6,37 bar. Questo fatto è sconvenien-te dal punto di vista della progettazione strutturale del compressore e dei componenti più delicati.

Riguardo alla compatibilità con i materiali la CO2 non presenta

(a) hliq

(b) hvap

senza problemi; questo consente di progettare secondo la classica tipologia di compressore detta semiermetica che prevede il rareddamento degli avvolgi-menti di rame del motore elettrico per mezzo dello stesso uido refrigerante. La soluzione semiermetica è quella tecnicamente preferibile per compressori di taglia medio-grande ed è compatibile oltre che con la CO2 anche con HFC

ed idrocarburi che dunque sotto questo aspetto hanno un vantaggio rispetto all'ammoniaca, inutilizzabile a contatto con avvolgimenti in rame. Altri ti-pi di materiali che si trovano a stretto contatto con il uido di lavoro sono gli elastomeri che compongono le guarnizioni idrauliche: nei loro confron-ti l'anidride carbonica mostra una sostanziale inerzia chimica a dierenza dei classici idrouorocarburi (HFC) che ammettono l'uso di un numero limi-tato di elastomeri. Anche la compatibilità con gli oli lubricanti derivanti dall'esperienza con gli HFC non mostra criticità particolari.

L'anidride carbonica ha un costo di produzione che è e sarà sempre infe-riore agli altri refrigeranti sintetici per il semplice fatto che essa è prodotto di scarto di diversi processi chimici. Inoltre essa non è riguardata da proce-dure di recupero e/o smaltimento in quanto è permessa la sua dispersione in ambiente in caso di manovra di scarico impianto.

L'anidride carbonica è un uido atossico e non inammabile: queste due caratteristiche sono quanto basta per rientrare nella categoria che ASH-RAE reputa migliore nella propria scala di classicazione della sicurezza dei uidi frigoriferi. Il quadro esplicativo di questa classicazione è visibile in Tabella 1.2.

Tossicità

Classicazione Classe A Classe B

Tossicità cronica Tossicità cronica

più bassa più alta

Inammabilità

Classe 1 Nessuna propagazione_{di amma} A1 B1

Classe 2 Inammabilità_{più bassa} A2 B2

Classe 3 Inammabilità_{più alta} A3 B3

Tra i uidi analizzati nella comparativa solo R134a è annoverato nella me-desima categoria (A1) mentre il propano viene declassato per la sua inam-mabilità (A3); anche l'ammoniaca è posizionata in una categoria peggiore (B2) risultando sia tossica che moderatamente inammabile.

L'ultimo aspetto di confronto, ma non per questo meno importante, è quello legato all'impatto ambientale e all'ecosostenibilità. Storicamente, i uidi frigoriferi si sono dimostrati dannosi nei confonti dell'ozono presente nella stratosfera terrestre e sono stati riconosciuti responsabili dell'eetto serra. A questo riguardo sono stati deniti gli indici ODP (Ozone Depletion Potential) e GWP (Global Warming Potential) per poter misurare e classi-care quanto ciascun uido inuisca sulle rispettive problematiche. Entrambi sono indicatori relativi ad un riferimento unitario che è rappresentato dal re-frigerante R-11 per l'ODP e dalla stessa CO2 per il GWP5; le due scale sono

limitate inferiormente dal valore zero che rappresenta la totale ininuenza del refrigerante considerato. Tenendo conto di queste denizioni sarà immediato interpretare la Tabella 1.3.

classe del refrigerante refrigerante ODP GWP

naturale CO2 0 1 idrocarburi (R290) 0 0 NH3 0 0 HFC R134a 0 1300 R410a 0 1900 R407C 0 1600 HCFC R22 0,055 1700 CFC R11 1 4000

Tabella 1.3: Valori di ODP e GWP per i principali refrigeranti

Leggendo la tabella dal basso verso l'alto si riprende a grandi linee l'e-voluzione cronologica delle tipologie di refrigerante. Si nota evidentemente come si sia cercato di abbattere gli indici ODP e GWP e come i uidi naturali siano, da questo punto di vista, nettamente i favoriti. Tra questi, la CO2 si

distingue per il fatto di incidere modestemente sull'eetto serra rimanendo comunque diversi ordini di grandezza al disotto della rilevanza dei composti uorurati.

1.3 Risultati sintetici della comparazione

La comparazione sopra esposta, ancorchè limitata a ad un numero ristret-to di uidi refrigeranti, ha una notevole valenza nel qualicare in maniera obiettiva il refrigerante R744 dato che sono stati osservati molti degli aspetti attualmente richiesti dallo stato dell'arte della tecnica del freddo.

Limitatamente alle caratteristiche termodinamiche la CO2 si allinea

so-stanzialmente con R134a ed R290 spiccando però per l'ottima capacità di scambio termico convettivo. In ogni caso queste prestazioni sono notevol-mente inferiori a quelle dell'ammoniaca che però mostra le gravi pecche di tossicità, inammabilità e incompatibilità con il rame, pecche che non riguardono minimamente l'anidride carbonica.

La CO2 appare quindi un ottimo compromesso nel raggiungimento di

tutti gli aspetti considarati poichè è proprio nella valutazione globale che emergono le sue qualità.

Bisogna però evidenziare anche i principali difetti che risultano essere: ˆ le alte-altissime pressioni di lavoro che escono abbondantemente dal

range tradizionale e che necessitano di una riprogettazione ad hoc di tutti i componenti.

ˆ le scarse prestazioni in ciclo transcritico che, in assenza di condizio-ni particolarmente favorevoli di sorgente calda (acqua di falda, aria ambiente in climi freddi), è il naturale ciclo operativo.

Impianto esistente

L'impianto di prova dei compressori, il calorimetro, si presentava in una versione esclusivamente concepita per condurre prove di performance sulla gamma di compressori semiermetici alternativi operanti con CO2 in ciclo

transcritico.

Il calorimetro può essere considerato di nuova generazione in quanto adot-ta accorgimenti tecnici utili a garantire una elevaadot-ta ecienza energetica, dettagliati nei successivi paragra.

2.1 Schema di funzionamento

L'impianto di prova dei compressori è un circuito frigorifero i cui componenti fondamentali sono l'evaporatore, il gas cooler1 _{e la valvola di espansione. Il}

circuito si chiude ovviamente sul compressore che è considerato elemento di integrazione piuttosto che parte costituente il calorimetro.

I ussi di potenza che si istaurano durante il funzionamento sono rap-presentati in Figura 2.1; essi, a meno delle perdite/rientrate termiche ora trascurate, si bilanciano in condizioni di regime stazionario. In particolare si osservano:

˙

Q0 potenza termica frigorifera sottratta dall'evaporatore alla sorgente fredda

˙

Qc potenza termica ceduta alla sorgente calda da parte del gas cooler

˙

W potenza elettrica assorbita dal compressore

Se si considera che il termine ˙Qc è un eetto direttamente determinato dagli

altri due imput termici e che il termine ˙W è stabilito dalla condizioni impo-state per la prova, resta da valutare il solo il termine di potenza frigorifera

Figura 2.1: Circuito transcritico ideale e ussi di potenza ˙

Q0 al ne di simulare il normale funzionamento del compressore in

un'ap-plicazione reale. Il carico ˙Q0 deve dunque essere fornito all'evaporatore in

misura adeguata e controllata.

L'ambiente della sala prove non presenta alcun carico frigorifero da smal-tire e pertanto esso andrà generato appositamente: in questo caso viene meno il vincolo della presenza di una sorgente fredda a temperatura inferio-re a quella ambiente ed è suciente quindi un apporto termico proveniente da una qualsiasi livello di temperatura superiore a quello di evaporazione, eventualmente superiore anche alla temperatura ambiente; la dierenza tra queste due situazioni è ben illustrata in Figura 2.2.

Dal punto di vista dell'evaporatore le due soluzioni sono perfettamente identiche dal momento che esso vede sempre un termine di potenza in ingresso

˙ Q0.

La congurazione nella sottogura (a) rappresenta gli scambi termici tra i vari livelli di temperatura quando vi è una reale esigenza di mantenere fredda una sorgente e questa è la situazione in cui il carico all'evaporatore è propriamente detto frigorifero. In sede di laboratorio prove, non essendo-ci questa esigenza, nulla vieta di pensare alla congurazione proposta nella sottogura (b) dove, per esempio, impiegando delle resistenze elettriche si può pensare di garantire quel carico che ora può essere denito frigorifero solo in modo ttizio in riferimento alla denizione convenzionale di poten-za termica sottratta dall'evaporatore. L'utilizzo delle resistenze elettriche è

(a) carico frigorifero propriamente

detto (b) carico frigorifero ttizio

Figura 2.2: Ciclo transcritico in relazione alle sorgenti termiche

stato proprio il metodo ritenuto più semplice dagli ideatori di calorimetri di vecchia generazione. Se però si ritorna ad osservare la sottogura (b) ci si accorge che una soluzione molto più interessante sotto l'aspetto dell'ecien-za energetica viene proposta dall'impianto stesso in cui vi è la possibilità di sfruttare come sorgente del usso ˙Q0 il uido transcritico caldo che evolve

nel gas cooler ottenendo una economizzazione interna al ciclo.

Sfruttando questa intuizione è possibile rielaborale il primo ed essenziale schema di Figura 2.1 aggiornandolo alla versione di Figura 2.3 in cui è visibile come ˙Q0 sia recuperato da risorse interne al calorimetro senza richiedere la

presenza di componenti ausiliari dedicati alla generazione del carico.

Ovviamente il calore di scarto ˙Qc ceduto dal gas cooler è privato della

quota ˙Q0 e origina un termine ridotto ˙Q∗c = ˙Qc − ˙Q0; quest'ultimo

termi-ne è l'unico uscente dal sistema in oggetto e quindi dovrà termi-necessariamente uguagliare, in condizioni di regime stazionario, la potenza elettrica assorbita

˙

W. Il risparmio energetico è evidente poichè, oltre a non dover prevedere le resistenze elettriche, in linea di principio occorre dissipare solamente una quantità di potenza pari a quella assorbita da parte del compressore (che è la minima quota ipotizzabile) con conseguente riduzione dei consumi energetici per il sistema deputato allo smaltimento della potenza al gas cooler.

L'economizzazione raggiunge il massimo grado possibile, tanto che non c'è alcun eetto utile residuo: la spesa energetica eguaglia lo stretto necessario a sostenere il ciclo. Infatti l'oggetto dell'osservazione sono le condizioni a monte e a valle del compressore che determinano i due livelli di pressione del ciclo mentre non interessa sperimentare un vero carico frigorifero che, come descritto in precedenza, presenterebbe un costo energetico ulteriore.

Figura 2.3: Ciclo frigorifero economizzato

2.2 Controllo del ciclo

Prima di presentare il dettaglio costruttivo dell'impianto è utile valutare quali siano le grandezze che debbano essere controllate per stabilizzare il ciclo desiderato; così facendo sarà più semplice comprendere le scelte progettuali proprio per il fatto che sono glie di queste stesse considerazioni.

Per analizzare un ciclo nella sua globalità è bene avvalersi della rappre-sentazione graca su un piano termodinamico P-h. Partendo dall'ipotesi di operare in condizioni ideali2_{, la Figura 2.4 riporta l'esempio di un ciclo}

trans-critico in cui la CO2 evapora alla temperatura di -30 °C, viene

successivamen-te compressa no a circa 120 bar e rareddata no a 20 °C (immaginando di disporre di acqua di rete a 10÷12 °C come pozzo caldo).

Fissando inoltre il valore del surriscaldamento del vapore in aspirazione al compressore, 20 K3 _{in questo caso, il ciclo sarà univocamente denito.}

Quanto detto è analogo, secondo una semplicazione teorica, ad imporre la posizione dei due punti di inizio compressione e di uscita del gascooler che può essere determinata per mezzo della coppia di grandezze pressione e temperatura, sperimentalmente misurabili.

Questa semplice analisi suggerisce quindi il minimo numero di grandezze da controllare: è un set di 2 valori di pressione e 2 di temperatura che si

man-2_{si trascurano le perdite/rientrate termiche, le perdite di carico e le irreversibilità}

uidodinamiche nel compressore

3_{per convenzione le dierenze di temperature sono espresse in [K], mentre i valori di}

Figura 2.4: Determinazione ideale del ciclo transcritico

tiene invariato anche estendendo il modello alle implicazioni riguardanti le condizioni reali di funzionamento che, d'altro canto, impongono accorgimenti volti al corretto studio del compressore che saranno trattati nel Capitolo 4.

Ognuno dei 4 valori è imposto all'interno di una logica di controllo in retroazione che misura la grandezza corrente e la corregge avvicinandola al set agendo su organi di controllo modulanti che in questo caso sono esclusi-vamente valvole; nonostante in linea di principio venga associato un organo attivo ad ogni parametro controllato, bisogna considerare che il suo aziona-mento si ripercuoterà sempre in varia misura anche su tutte le altre condizioni ed occorre pertanto prevedere, ove possibile, soluzioni adatte a rendere più indipendenti possibili le singole azioni di controllo.

2.3 Elementi costituenti l'impianto

Lo schema d'impianto è presentato nella tavola P&ID4 _{di Figura 2.5 mentre}

il dettaglio dei componenti è riportato in Tabella 2.1.

Comp

onen

ti

n° descrizione n° descrizione 1 Compressore in test 18 V al vola di sicurezza (P tar=80 bar) 2 Tub o essibile 19 V alv ola regolazione ritorno ol io 3 Separatore d'olio 20 Spia olio (4) V alvola dismessa e rimossa 21 Tub o essibile 5 V al vola dismessa -sempre ap erta 22 V al vola regolazione acqua 6 Gas co oler 23 Tub o essibile 7 V alv ola espansione 24 Tub o essibile 8 Ev ap oratore-economizzatore 25 V alv ola di sicur. mandata com pr. (Ptar= 140 bar) 9 Ricevitore di liquido 26 V al vola di sicur. aspirazione compr. (Ptar=80 bar) 10 V alv ola espansione vap ore 27 V al vola di in tercettazione lato aspirazione 11 V al vola laminazione liquido 28 Rubinetto carico lato aspirazione 12 V al vola laminazione liquido 29 Rubinetto aspirazione compressore 13 Spia liquido 30 Rubinetto mandata compressore 14 Tub o essibile 31 Rubinetto scarico esterno 15 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 32 V al vola di in tercettazione lato mandata 16 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 33 V alv ola di by-pass 17 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 34 V al vola in te rcettazione uscita separat. ol io

2.3.1 Apparecchiature di processo

Lo sviluppo del circuito è evidenziato principalmente dagli elementi numerati da 1 a 14. Si noti che i componenti n° (4) e n° 5 sono segnalati come dismes-si poichè derivanti da una precedente congurazione, presto abbandonata a causa della dicoltosa gestione della regolazione, che vedeva la disposizione in parallelo dell'economizzatore con il gas cooler. Le parentesi che racchiu-dono il 4 stanno ad indicare che la valvola è stata sicamente rimossa e dunque non è nemmeno rintracciabile nel disegno mentre la valvola 5 è presente ma inattiva e quindi del tutto trascurabile. Questi 13 elementi, a cui andrebbero aggiunti per correttezza i giunti essibili 23 e 24 e le val-vole di intercettazione 27, 29, 30, 32, 34, costituiscono il circuito primario. Elencandoli in ordine sico e seguendo la direzione del flusso si riconosce, a partire dal compressore:

1 compressore è la macchina oggetto di test. Ciascun compressore è dotato dei due rubinetti, 29 e 30, di aspirazione e mandata e delle proprie valvole di sicurezza 25 e 26 per i due livelli di pressione che si istaurano. 2 tubo essibile ha il compito di adattarsi alla posizione del rubinetto di mandata di ciascun compressore che varia in base alla taglia ed al modello; lo stesso compito lo assolve il componente 14 che è posto in aspirazione.

3 separatore d'olio è un recipiente cilindrico che accoglie la miscela CO2

-olio nebulizzato nella parte laterale alta e la espelle dalla sommità co-stringendo così ad una separazione per gravità dell'olio liquido che si ac-cumula sul fondo mentre la CO2 prosegue nel circuito con un alto grado

di purezza. L'integrità di questo componente in caso di sovrapressioni accidentali è garantita dalla valvola di sicurezza 15.

5 valvola inattiva

8 evaporatore-economizzatore è uno scambiatore a tubi e mantello con un solo giro di tubo. É nel mantello che uisce la CO2 in fase

transcri-tica che arriva dal separatore d'olio. La valvola di sicurezza abbinata è la 17.

6 gas cooler è anch'esso uno scambiatore a tubi e mantello del tutto simila-re al psimila-recedente. Anche in questo caso è la fase transcritica calda a scor-rere nel mantello dove termina il rareddamento iniziato nell'evaporatore-economizzatore. Nel tubo circola invece acqua per asportare il calore. Il mantello è protetto dalla valvola di sicurezza 16.

7 valvola d'espansione (Vpr) è una valvola con otturatore modulante

ser-vocomandato; garantisce una prima quota del salto di pressione espan-dendo la CO2 dalla fase transcritica no a portarla in condizioni di

equilibrio bifase. É il primo organo di controllo incontrato.

9 ricevitore di liquido è un altro recipiente cilindrico che, essendo posto a valle della valvola di espansione, permette la straticazione delle due fasi raccogliendo sul fondo CO2 liquida sovrastata dal suo vapore. Lo

scopo di questo ricevitore si comprenderà tra breve.

10 valvola d'espansione del vapore (Vvap) è una valvola identica alla

precedente, fornisce le seconda ed ultima quota del salto di pressione per raggiungere la pressione di evaporazione. A dierenza della valvola 7 vede in ingresso vapore saturo anzichè uido transcritico.

13 spia del liquido è uno spioncino posto sulla linea del liquido attraverso il quale si può constatare visivamente l'eettiva presenza di liquido. 11 e 12 valvole di laminazione del liquido (Vliq) sono valvole identiche

che regolano la portata di liquido pescata dal ricevitore. Presentano la medesima sezione di passaggio e sono utilizzate in parallelo per rag-giungere il campo di modulazione di progetto che è più ampio di quello della singola valvola. Per comprendere meglio si può pensare che per le basse portate avremo la seconda valvola completamente chiusa e la prima che modula mentre viceversa per le alte portate avremo la prima valvola tutta aperta mentre la seconda risponde al controllo in maniera dinamica.

8 evaporatore-economizzatore il percorso della CO2 incontra per la

se-conda volta questo componente, questa volta percorrendolo attraverso il tubo all'interno del quale si completa l'evaporazione e viene garantito il surriscaldamento a discapito della fase transcritica che si raredda. I componenti 19, 20, 21 realizzano la linea dell'olio che garantisce il ritorno al compressore dell'olio lubricante che il usso di CO2 trascina fuori dal

compressore stesso.

Nella parte in alto a sinistra, sempre in gura Figura 2.5, è rappresentato l'impianto ausiliario di rareddamento ad acqua che si connette al gas cooler. Questo impianto, alimentato da un chiller remoto, non è dedicato esclusiva-mente al calorimetro CO2 ma serve tutti i 7 calorimetri presenti in sala prove

fornendo loro acqua termostatata alla temperatura di 15 °C per la rimozione del calore di scarto. L'unico componente segnalato sul circuito ausiliario è il 22 che rappresenta la valvola a tre vie dedicata alla regolazione dalla

potenza dissipata al gas cooler o, in riferimento alla CO2, al controllo della

temperatura di uscita dal gas cooler; essa rappresenta il quarto ed ultimo organo di controllo dopo aver già osservato la valvola Vpr, la valvola Vvap e

la coppia di valvole Vliq.

2.3.2 Strumentazione

Nello schema d'impianto si nota subito quanto siano numerosi gli strumenti di misura presenti sull'intero circuito. Come anticipato, ogni punto d'interesse è attrezzato con la coppia di sensori termoresistenza-trasduttore di pressione, rispettivamente indicati TR e PR, per la determinazione di temperatura e pressione e conseguentemente di tutte le altre grandezze termodinamiche. Le accoppiate TR-PR sono generalmente poste all'ingresso e all'uscita di ciascuno dei componenti principali così da poter evidenziare gli eetti della trasformazione termodinamica avvenuta al loro interno.

Le misure di pressione e temperatura sono realizzate con trasduttori di pressione piezoresistivi e termoresistenze al platino dalle elevate prestazioni dinamiche.

Pressione e temperatura sono soggette non solo all'osservazione per mezzo dei sensori appena descritti, ma anche al controllo da parte rispettivamente di termostati (TS) e pressostati (PRS) di sicurezza che intervengono al su-peramento di soglie prestabilite disalimentando il compressore. Si noti che il termostato di sicurezza è uno solo e cioè quello collegato al termistore integrato nel compressore.

Per la lettura delle condizioni di usso sono stati predisposti misuratori di portata massici. Con il codice FR01 è rappresentato un ussimetro del tipo Coriolis capace di leggere con grande precisione un ampio campo di portate massiche (in qualsasi stato di aggregazione uida) adattandosi per-fettamente a tutte le taglie di compressore disponibili. Il secondo misuratore di portata, molto meno sosticato, è deputato alla eventuale lettura della portata d'acqua circolante nel gas cooler come informazione aggiuntiva.

L'ultimo strumento presente sull'impianto è un misuratore di potenza elettrica (ER12) che legge istantaneamente l'assorbimento ˙W ai morsetti del compressore quanticando la spesa energetica; anche i dati di corrente, tensione e frequenza sono noti grazie a questo componente.

2.4 Dettaglio di funzionamento

Illustrati i componenti e gli strumenti di misura, è possibile analizzare il modo in cui essi interagiscono per raggiungere lo scopo di ottenere un determinato ciclo frigorifero stabile per un tempo suciente alla raccolta di dati validi.

Per analizzare il circuito primario partiamo ancora una volta dall'elemen-to 1.

Subito a valle del compressore si trova la regione di alta pressione ossia la pressione di mandata che governa, a meno delle perdite di carico, il trat-to ed i componenti no alla valvola Vpr, primo vero organo impiegato per

eettuare la netta separazione tra i due livelli di pressione entro cui lavora la macchina. Questa Vprpur avendo chiara inuenza sia sulle condizioni a

monte sia sulle condizione a valle è dedicata esclusivamente al controllo del-la pressione a monte rispetto aldel-la quale retroagisce secondo i dettami di un controllore PI. Questa congurazione si sintetizza denendo la Vpr con

l'e-spressione back pressure valve; il concetto è riscontrato anche gracamente nella tavola P&ID (legame con il trasduttore PR01).

L'azione di Vpr garantirà dunque la pressione alla quale eettuare il

raf-freddamento del uido transcritico tra economizzatore e gas cooler ed è un primo evidente esempio della capacità di controllo del calorimetro sulle con-dizioni di lavoro compressore: la pressione di mandata è immediatamente imposta.

A seguito dell'espansione del gas si raggiungono le condizioni di satura-zione tra le fasi liquida e vapore che sono separate nel ricevitore di liquido. Da quest'ultimo dipartono due linee, ognuna dedicata al trasporto esclusivo di una delle due fasi che però ben presto si rimiscelano allo scopo di soddi-sfare le esigenze di buon controllo del ciclo; se consideriamo che una volta ottenuto il salto di pressione l'obiettivo successivo diventa quello di denire le condizioni di aspirazione che presenta due gradi di libertà, si intuisce come la predisposizione di due linee sia volta al controllo indipendente dei gradi di libertà rappresentati da P e T. L'associazione è così eettuata:

ˆ la valvola Vvap assume la stessa funzione di controllo della pressione che

aveva Vpr con la sostanziale dierenza che in questo caso viene letta e

corretta la condizione di pressione a valle, ossia quella di evaporazione (P09) che ssa immediatamente anche la temperatura di evaporazione per via del legame di saturazione.

ˆ la coppia di valvole Vliq è dedicata invece al controllo della portata di

liquido; lo scopo è quello di sfruttare il calore latente di vaporizzazione, dosandolo, al ne di raggiungere la temperatura (T09) di aspirazio-ne desiderata. Infatti non è dicile pensare che l'aumento di portata di liquido, anche se modesto, richiami molta potenza dall'economizza-tore per permettere la propria evaporazione facendolo a discapito del surriscaldamento sensibile con cui si manifesta il vapore saturo secco all'uscita dell'evaporatore.

Una volta raggiunte le condizioni di aspirazione d'interesse il uido è pronto per essere ricompresso.

Come già anticipato, l'ultima azione di controllo è svolta dalla valvola a tre vie del circuito di rareddamento sulla temperatura di uscita dal gas coo-ler. La valvola semplicemente devia più o meno portata d'acqua al gas cooler a seconda che la temperatura T04 sia più alta o più bassa rispetto al valore di set point. Il concetto sembra molto semplice, ma se si osserva con attenzione la tavola graca si nota una dipendenza del controllo della valvola dell'acqua rispetto a P05 oltre che a T04; questa estensione del feedback rispetto ad una seconda lettura di misura si è resa necessaria dopo aver notato che la massa d'acqua dell'anello compreso tra la valvola ed il gas cooler, con la sua iner-zia termica, introduceva inaccettabili eetti di pendolamento sulla lettura di T04 rendendo dicoltosa la messa a regime. La soluzione a questo proble-ma è stata ottenuta per mezzo dell'introduzione di una logica di controllo che consente alla valvola di muoversi solo quando la pressione intermedia P05 rientra in un range ben denito. In sostanza si concede alla valvola di intervenire dopo che il ciclo a CO2 abbia raggiunto una prima condizione

circa stabile anche se non corrispondente a quella nale e di agire ntanto che P05 rimanga soddisfatta; quando la condizione non è più soddisfatta alla valvola a tre vie viene imposto l'arresto nella posizione corrente resistuendo ai controlli agenti sul circuito primario il compito di raggiungere una nuo-va condizione circa stabile più vicina a quella obiettivo. Ripetendo questa procedura la T04 viene condotta al set point evitando sovraelongazioni.

Questa scelta potrebbe apparire complicata ma probabilmente il tentativo di studiare i parametri di gestione di un sistema dinamico non sarebbe stata più semplice. In ogni caso la provata ecacia del metodo adottato non ha richiesto ulteriori studi.

L'ultimo collegamento visibile sullo schema connette il misuratore di po-tenza elettrica agli strumenti che monitorano l'acqua di rareddamento; esso rappresenta un metodo per la verica del usso di potenza che attraver-sa l'impianto secondo l'idealizzazione di Figura 2.3; semplicemente si vuole appurare che venga rispettato il bilancio:

˙

W ∼= ˙macqua· cacqua· 4T = ˙macqua· cacqua· (T14− T13) (2.1)

L'eguaglianza non esatta è rappresentativa in primo luogo della presenza delle perdite/rientrate termiche e, secondariamente, dalla lettura sperimen-tale delle grandezze ˙W , ˙macqua, T13, T14 aetta da errori.

Il termine perdite/rientrate termiche denisce il usso netto di potenza termica presente tra impianto ed ambiente; esso può assumere teoricamente ciascuna delle due direzioni in quanto risulta essere l'eetto complessivo delle cessione di energia verso l'ambiente da parte delle superci calde (quelle della

zona di mandata) e del guadagno da parte delle superci fredde (zona di aspirazione). Pertanto il bilancio può essere riscritto nella forma:

˙

W ∼= ˙macqua· cacqua· 4T ± ˙Qambiente (2.2)

nella quale comunque resiste la non esatta eguaglianza per via dell'errore sperimentale.

Lo scopo di questo confronto è quello di assicurarsi che lo scarto tra le due letture non superi la soglia, del 5% secondo normativa EN 13771-1 (rif. Capitolo 4), ritenuta inciante la validità delle prova.

Estensione del circuito di prova al

funzionamento subcritico

Il fattore discriminante tra ciclo transcritico e subcritico, come descritto nella sottosezione 1.2.1, è rappresentato essenzialmente dalla temperatura critica della CO2 in relazione alla modalità di cessione del calore. Quando l'esigenza

della prova richiede di rareddare a temperature superiori a questo limite la disponibilità di acqua di rareddamento a 15 °C è perfettamente compatibile mentre quando l'esigenza è quella di condensare a temperature più basse, comprese tra +15 e -20 °C, l'impianto dell'acqua risulta inservibile e l'unica soluzione è quella di predisporre un impianto frigorifero dedicato.

3.1 Il ciclo in cascata

È proprio con il nome di ciclo in cascata che si fa riferimento all'accoppiamen-to di due cicli frigoriferi che vengono attraversati in successione dal medesimo carico frigorifero ripartendosi il salto termico tra le sorgenti fredda e calda ed introducendo di conseguenza una sorgente a temperatura intermedia. Questa soluzione prevede che i due circuiti siano idraulicamente indipendenti e che la loro connessione sica avvenga tramite uno scambiatore intermedio che funge contemporaneamente da condensatore per il ciclo bottom, di bassa temperatura, e da evaporatore per il ciclo superiore detto top.

La schematizzazione di questo impanto in cascata è presentata in Figura 3.1 dove, in particolare, il ciclo bottom è del tipo economizzato.

La rappresentazione è concettualmente semplice, si tenga presente che il compressore del circuito top è abbinato ad un condensatore rareddato per convezione forzata con aria esterna.

Essendo così denito, il ciclo in cascata si presta a lavorare con diverse coppie di uidi refrigerenti; nel caso in esame il uido del circuito bottom,

Figura 3.1: Ciclo in cascata con economizzazione nel circuito bottom che di fatto è il calorimetro, è necessariamente anidride carbonica mentre è liberamente selezionabile il uido di lavoro del ciclo top ausiliario. La scelta è ricaduta sull'R134a, perfettamente adatto ad una applicazione stan-dard come quella prevista per il ciclo ausiliario (condensazioni no a 50 °C, evaporazioni no a -30 °C).

Una volta nota la coppia di uidi può essere introdotto un ecace sup-porto graco che, per mezzo del piano termodinamico T-s, che illustra il ciclo cascade e ne evidenzia la ripartizione del salto di temperatura tra i due sottocicli.

Per prima cosa è utile sovrapporre le curve di saturazione dei due refrige-ranti avendo cura di far coincidere la scala delle ascisse, le entropie massiche. Il secondo passo è quello di disegnare i cicli veri e propri.

La Figura 3.2 raccoglie i due passaggi appena indicati.

Nella sottogura (a) si distinguono la curva di saturazione dell'R134a in colore viola e quella della CO2 in colore nero; la curva viola si presenta

molto più alta con il massimo alla temperatura critica di 101,06 °C mentre la campana nera si ferma ai ben noti 31,06 °C del proprio punto critico. Sono rappresentate due isobare per l'R134a per i valori di 10 e 3 bar mentre per la CO2 sono indicate le linee relative a 45 e 10 bar oltre a quelle di punto

(a) cascade, accoppiamento uidi

(b) cascade, accoppiamento cicli

Figura 3.2: Cascade, piano T-s

Proprio in riferimento a questi livelli di pressione sono stati costruiti i due cicli frigoriferi in cascata rappresentati qualitativamente nella sottogura (b): in questo caso il colore verde è associato all'R134a mentre il rosso identica il ciclo ad R744.

L'osservazione più importante riguarda la sovrapposizione dei due cicli che vedono avvenire l'evaporazione dell'R134a ad una temperatura inferiore rispetto a quella di condensazione della CO2 per permettere lo scambio

ter-mico tra i due cicli indirizzando il usso di potenza termica nella direzione CO2 R134a.

A seguito di questa breve analisi si capisce anche lo scopo con cui sia stata introdotta l'idea della congurazione in cascata: supponendo infatti di avere la necessità di smaltire carichi frigoriferi a temperature molto basse (-40÷-50 °C) può risultare interessante pensare di impiegare la CO2 per la sua

alta capacità frigorifera per unità di volume anche alle basse evaporazioni; supponendo anche di essere vincolati a condensare in aria esterna sorgono problemi su più fronti, infatti:

ˆ l'impiego della CO2 costringerebbe ad attuare un ciclo transcritico con

conseguente netto scadimento di prestazioni (a causa della degradazio-ne termica degradazio-nella fase di desurriscaldamento)

ˆ un refrigerante comune sarebbe chiamato a lavorare con rapporti di compressione molto elevati (dovendo lavorare a evaporazioni inferiori a quelle minime standard di circa -30 °C) che nuovamente incerebbe le prestazioni.

Una possibile soluzione potrebbe essere quella di coprire questo grande salto di pressione con un compressore bi-stadio e refrigerante standard oppure, per l'appunto, orientarsi all'architettura in cascata che di fatto è anch'esso un ciclo a due stadi di compressione con la dierenza che questi sono separati in due circuiti ciascuno dotato della sua macchina.

Con la soluzione in cascata non si rinuncia ai vantaggi ed ai notevoli rendimenti della CO2in ciclo subcritico e si permette al ciclo top di lavorare in

condizioni di progetto; lo svantaggio principale sono sicuramente la maggior complessità d'impianto ed il relativo maggior costo.

3.2 Realizzazione del circuito top

Nel momento in cui è cominciata la collaborazione al progetto il circuito top si trovava in fase di ultimazione, nello specico:

ˆ erano presenti ed installati lo scambiatore intermedio e la valvola di espansione

ˆ erano in fase avanzata di realizzazione le linee del liquido e del vapore dirette all'esterno del laboratorio

ˆ era presente una unità motocondensante Frascold già utilizzata per scopi di laboratorio della quale sarebbe dovuta essere valutata l'idoneità

3.2.1 Scambiatore intermedio + valvola di espansione

Figura 3.3: Scambiatore a piastre e valvola espansione

Lo scambiatore, del tipo a piastre, è stato posto il più vicino possibi-le all'uscita dell'economizzatore del ciclo a CO2 al quale è connesso

mentre la valvola di espansione è installata proprio a ridosso dell'al-tro ingresso dello scambiatore. In Figura 3.3 è presentata una fotogra-a del segmento d'impianto descrit-to. Lo scambiatore è installato in modalità controcorrente con l'R134a bifase che entra nella parte bassa ed evapora salendo lungo le piastre, viceversa la CO2 entra bifase nella

parte alta permettendo l'accumulo del liquido, saturo o sottoraredda-to, sul fondo dello scambiatore. La valvola di espansione servocomanda-ta altro non è che la valvola (4) (rif. sottosezione 2.3.1) rimossa do-po la prima revisione del calorimetro transcritico. Il metodo di control-lo di questa valvola sarà descritto in seguito.

3.2.2 Scelta unità motocondensante

La prima scelta dell'unità motocondensante è relativa ad un prodotto Fra-scold equipaggiato con compressore S 7 39 Y. Occorre quindi valutarne la compatibilità con i carichi previsti in sede di test dei compressori subcritici che, in caso negativo, impongono la necessità di scegliere una nuova unità.

Nella Tabella 3.1 è raccolta la gamma dei compressori.

La tabella chiarica anche il modo in cui vengono dichiarati i nomi dei modelli dove il primo numero indica la potenza nominale in cavalli vapore ed il secondo arrotonda il valore dello spostamento volumetrico caratteristico del compressore. Tutti i modelli montano motori asincroni a 4 poli che ruotano alla velocità nominale di 1450 rpm se alimentati alla frequenza di 50 Hz. Le categorie A, D e Q si attribuiscono per la dierente fusione del corpo

n° modello potenza nom. spostam. volum. nom. pistoni [kW] [m3_{/h] [-]} 1 A 1 2,5 - SK2 0,74 2,69 2 2 A 1,5 3 - SK2 1,10 3,35 2 3 A 2 4 - SK2 1,47 3,95 2 4 A 2,5 5 - SK2 1,84 4,93 2 5 D 3 6 - SK2 2,21 6,51 2 6 D 4 8 - SK2 2,94 7,96 2 7 D 4,5 9 - SK2 3,31 9,13 2 8 D 5 11 - SK2 3,68 11,27 2 9 Q 7 15 - SK2 5,15 14,95 4 10 Q 9 20 - SK2 6,62 19,77 4 Tabella 3.1: Gamma SK2

cilindrico; le prime due categorie presentano una sola testa bicilindrica mentre la categoria Q monta due teste bicilindriche.

I carichi frigoriferi previsti per l'unità, secondo il modello di calorime-tro economizzato, eguagliano in termini numerici l'assorbimento elettrico del compressore testato nelle sue varie condizioni di lavoro. Considerando che la gamma attuale SK2 prevede ben 10 modelli, si deduce che la variabilità dei valori di potenza elettrica assorbita riguarderà una regione ancora più ampia.

A questo punto si rende necessario valutare il campo di applicazione del-la gamma SK2, con particodel-lare riferimento all'intervallo di variazione deldel-la temperatura di condensazione visto che è abbinata al controllo realizzato dal-l'unità motocondensante. Osservando il campo di applicazione di progetto in Figura 3.4, che racchiude entro un dominio poligonale le condizioni di lavo-ro raggiungibili dai compressori subcritici, questo intervallo muove tra -20 e +15 °C a cui corrisponde una variazione tra -25 e +10 °C della temperatura di evaporazione di R134a se si ipotizza una dierenza di temperature di 5 K per lo scambio termico.

Figura 3.4: Envelope SK2 Poichè questi limiti valgono per

ogni compressore la seconda di-rezione utile a descrivere la va-riabilità degli assorbimenti è sicu-ramente indicata dalla taglia dei compressori stessi che vede co-me estremi i modelli A 1 2,5 e Q 9 20. Queste due coordina-te sono già sucienti per costrui-re un semplice metodo di valuta-zione dell'idoneità dell'unità moto-condensante; in prima istanza si chiede che la potenza frigorifera

sia sempre maggiore dei massimi assorbimenti riscontrabili a catalogo in corrispondenza delle condizioni estreme di condensazione. Questo si traduce nell'individuazione dei quattro punti raccolti in Tabella 3.2. Questi punti corrispondono ragionevolmente con i quattro vertici di un'area rappresentabile su un piano che abbia in ascissa la scala delle condensazioni della CO2, in ordinata la potenza elettrica assorbita e come parametro la

taglia del compressore. Tenendo presente che la scala delle evaporazioni si dierenzia dal precedente asse delle ascisse per un oset di 5 K diventa na-turale confrontare la resa frigorifera dell'unità motocondensante con metodo graco utilizzando lo stesso piano introdotto per gli assorbimenti. Anche la resa frigorifera dell'unità motocondensante è reperita da catalogo e dovrebbe essere cautelativamente ridotta di una frazione arbitraria per ottenere dati di progetto a favore di sicurezza. I dati tabulati di potenza frigorifera po-trebbero facilmente sovrastimare il dato reale no al 10 % (rif. Capitolo 4). Volendo introdurre un ulteriore 5 % di sicurezza, l'andamento di potenza frigorifera considerato sarà scalato per mezzo di un fattore 0,85. Questo an-damento sarà chiaramente presentato in funzione delle proprie temperature di evaporazione ma dovrà essere denito anche in relazione alla temperatura di condensazione per il quale è stato scelto il valore di 35 °C ipotizzando un valore plausibile su una media annuale delle temperature esterne.

Q 9 20 SK2 max Wass (@+15 °C) 13,2 kW max Wass (@-20 °C) 5,5 kW A 1 2,5 SK2 max Wass (@+15 °C) 1,8 kW max Wass (@-20 °C) 0,8 kW

Tabella 3.2: Campo assorbimenti L'accoppiamento

del-la curva di resa frigori-fera del circuito top con l'area degli assorbimenti che il ciclo bottom chiede di smaltire trova espres-sione nella Figura 3.5; prestandosi alle seguenti

osservazioni:

Figura 3.5: Valutazione idoneità dell'unità motocondensante

ˆ la capacità frigorifera dell' S 7 39 Y crolla al diminuire della tempera-tura di evaporazione

ˆ l'area degli assorbimenti è campita in azzurro ed è delimitata in alto dalla curva di assorbimento di Q 9 20 ed in basso da quella di A 1 2,5; entrambe le curve sono state approssimate con andamenti lineari ˆ la curva che rappresenta la capacità frigorifera è sempre più alta

ri-spetto all'area campita che rappresenta i valori di assorbimento, con un margine sempre minore nel verso delle evaporazioni decrescenti no al

contatto con l'estremità rappresentata dal punto

5,5 kW @ -20 °C t_cond_CO2

ˆ il punto precedente garantisce di fatto l'idoneità teorica della macchina scelta; può essere opinabile il margine esiguo alla basse evaporazioni ˆ il fascio delle curve caratteristiche dei compressori è stretto nella

zo-na delle basse evaporazioni perciò l'eventualità di uzo-na accidentale so-vrastima della potenza frigorifera dell'unità motocondensante, che si ripercuoterebbe come un abbassamento della curva che rappresenta la capacità frigorifera, andrebbe ad escludere la possibilità di raggiungere

i punti di basse condensazioni per numerosi modelli di grossa taglia a partire dal Q 9 20.

A seguito delle suddette considerazioni, è stato valutato positivamente l'im-piego di questa unità anche per via della disponibilità immediata.

Denito il circuito top in tutti i suoi componenti fondamentali, occorre ora considerare che esso è a servizio del calorimetro ove sono condotte le prove sui compressori SK2 in una moltitudine di condizioni di regime stazionario. Pertanto anche il circuito ausiliario sarà interessato dalla stessa moltitudine di situazioni in cui dovrà bilanciare con grande precisione il carico proveniente dal circuito bottom. La essibilità che quindi si chiede all'unità motoconden-sante potrà essere ottenuta per mezzo di una regolazione a parzializzazione continua.

Idealmente si vorrebbe che la regolazione variasse continuamente dal minimo valore di assorbimento del compressore più piccolo (∼=0,8 kW) al massimo assorbimento del compressore più grande (13,2 kW) permettendo alla curva della potenza frigorifera di scalare ogni volta no a raggiunge-re uno qualsiasi dei valori compraggiunge-resi in questo intervallo, per ogni valoraggiunge-re di evaporazione/condensazione.

La soluzione più ovvia in ambito di regolazione continua è rappresentata dall'utilizzo dell'inverter. A disposizione del circuito sono presenti diverse taglie di inverter in grado di far variare le frequenze con cui vengono alimen-tati gli avvolgimenti del motore da un minimo di 25 Hz ad un massimo di 87 Hz. Ciò signica che ogni resa frigorifera nominale potrà essere consi-derevolmente ampliata o ridotta entro un range altrettanto esteso a parità di temperatura di evaporazione imposta. Fin da una prima analisi sul no-to graco di Figura 3.5 si può comprendere che il grado di parzializzazione introdotto con l'inverter non è suciente a raggiungere in nostri obiettivi: osservando infatti le estremità laterali del graco notiamo che la curva di potenza frigorifera dovrebbe essere scalata di fattori compresi tra un minimo di circa 7 in corrispondenza dei -25 °C di evaporazione (5,5 kW/0,8 kW) no ad massimo di circa 15 (27 kW/1,8 kW), valori di gran lunga superiori al fattore 2 proposto dall'inverter per mezzo del dimezzamento della frequenza. Il problema però è solo apparente in quanto sarà sempre possibile far lavorare di proposito l'unità ausiliaria con ecacia minore svincolandosi dai 5 K di scambio termico n qui ipotizzati.

In aggiunta all'inverter si è dotato il compressore di ulteriori tecniche di parzializzazione.

Il modello S 7 39 Y per il fatto di avere due teste bicilindriche si pre-sta ad una parzializzazione a 4 gradini utilizzando due diversi tipi di teste speciali. La prima testa, nonchè la soluzione tecnica più semplice, prende

il nome di testa CC e presenta una valvola solenoide normalmente aperta che tappa semplicemente l'aspirazione della testa stessa al momento del suo azionamento. La seconda testa speciale, chiamata testa RSH®_{ e coperta}

da brevetto garantisce lo switch tra portata nominale e portata dimezzata in aspirazione alla testa.

Le possibili combinazioni dello stato delle valvole integrate nelle teste ga-rantiscono dunque i 4 gradini di parzializzazione sopra citati che ora possono essere espressi come il 25, 50, 75 e 100 % della capacità nominale corrispon-dente alla frequenza fornita dall'inverter. La Figura 3.6 mostra chiaramente quanto ampia diventi la capacità di modulazione con l'impiego di tutte le tecniche descritte.

Figura 3.6: Campo di parzializzazione dell'unità motocondensante

Il limite inferiore di modulazione si spinge ora no ad un ottavo della capacità nominale mentre il surplus di potenza garantito dalle frequenze su-periori ai 50 Hz sarà utile a compensare in qualche misura le perdite di carico del circuito le quali non sono state considerate nel dettaglio; si tenga comun-que presente che nella zona critica delle basse evaporazioni anche la portate sono decisamente modeste per via della minore massa volumica imposta dalle condizioni di pressione e, di conseguenza, anche le perdite di carico saranno inferiori e quindi compensabili dal surplus di potenza fornito dall'inverter.

La fotograa di Figura 3.7 ritrae l'unità motocondensante priva di pan-nello frontale ed evidenzia i componenti descritti.

3.3 Aggiornamento P&ID

A seguito dell'introduzione dell'impianto ausiliario, il circuito del calorimetro si modica necessariamente per poter accogliere al suo interno lo scambiatore a piastre, organo d'interfaccia tra i due impianti.

Il ne del progetto è quello di aggiungere una nuova funzionalità senza perdere nè modicare il precedente funzionamento; l'approccio più semplice per ottenere questo risultato, nel nostro caso specico, è quello di introdurre un ramo parallelo al gas cooler su cui installare lo scambiatore a piastre. Il usso di CO2 dovrà essere veicolato alternativamente nell'uno o nell'altro

ramo a seconda della condizione transcritica o subcritica che si vuole stabi-lizzare e questo lo si può ottenere semplicemente utilizzando una valvola a tre vie del tipo change over che devia l'intero usso verso una delle due direzioni come mostrato in Figura 3.8 nella pagina successiva.

Sempre osservando la tavola graca si evidenziano anche la valvola di espansione dell'R134a (componente 36) ed un ltro deidratatore con spia integrata sulla linea del liquido (componente 35). Il componente n° 4 è lo scambiatore a piastre ed esaurisce la revisione della legenda proposta in Tabella 3.3.

Dal punto di vista degli strumenti di misura si assiste al riposizionamento delle termoresistenze TR06 e TR07 precedentemente collocate rispettivamen-te all'ingresso ed all'uscita del lato evaporativo dell'economizzatore e cioè in punti che, per esperienza maturata con i primi avviamenti del calorimetro transcritico, si sono sempre rivelati di scarsissimo interesse. Le nuove collo-cazioni dei due strumenti sono rispettivamente l'ingresso e l'uscita del lato R134a dello scambiatore appositamente scelte per poter ottenere, assieme alla lettura di pressione per mezzo del trasduttore di pressione PRX sulla linea di aspirazione dell'R134a, un quadro completo dello scambio termico intermedio.

A completamento della revisione sono state aggiornate le relazioni tra organi di controllo e strumenti di misura secondo la nuova logica di controllo che verrà presentata nel dettaglio nel prossimo paragrafo.

Comp

onen

ti

n° descrizione n° descrizione 1 Compressore in test 19 V alv ola regolazione ritorno ol io 2 Tub o essibile 20 Spia olio 3 Separatore d'olio 21 Tub o essibile 4 Scam biatore a piastre in termedio 22 V alv ola regolazione acqua 5 V alv ola dismessa -sempre ap erta 23 Tub o essibile 6 Gas co oler 24 Tub o essibile 7 V alv ola espansione 25 V alv ola di sicur. mandata com pr. (Ptar= 140 bar) 8 Ev ap oratore-economizzatore 26 V al vola di sicur. aspirazione compr. (Ptar=80 bar) 9 Ricevitore di liquido 27 V al vola di in tercettazione lato aspirazione 10 V alv ola espansione vap ore 28 Rubinetto carico lato aspirazione 11 V al vola laminazione liquido 29 Rubinetto aspirazione compressore 12 V al vola laminazione liquido 30 Rubinetto mandata compressore 13 Spia liquido 31 Rubinetto scarico esterno 14 Tub o essibile 32 V al vola di in tercettazione lato mandata 15 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 33 V alv ola di by-pass 16 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 34 V al vola in te rcettazione uscita separat. ol io 17 V alv ola di sicurezza (Ptar=140 bar) 35 Filtro deidratatore con spia del liquido in tegrata 18 V alv ola di sicurezza (Ptar=80 bar) 36 V al vola di espansione del l'R134a