Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica
Simulazione delle prestazioni energetiche stagionali
di un sistema GS-GAHP e analisi dei dati di
monitoraggio della scuola dell’infanzia di Oulx (TO)
Tesi di Laurea Magistrale
Relatori:
Prof. Ing. Walter Grassi Prof. Ing. Daniele Testi Ing. Paolo Conti
Dott. Massimo Ghisleni
Candidato: Giulio Pellegrini
L’obiettivo del lavoro è l’analisi dei sistemi con pompe di calore ad assorbimento con sor-gente geotermica (GS-GAHP). Dopo una prima descrizione delle caratteristiche principali di queste macchine, si definisce un modello per la simulazione delle prestazioni energetiche di sistemi integrati con pompa di calore. Infatti una buona progettazione dei sistemi con pompa di calore, a maggior ragione con sorgente geotermica, difficilmente può prescindere da una simulazione del sistema complessivo su tutta la vita utile. Si descrivono le equazio-ni di tutti i sottomodelli in gioco (il terreno, il circuito geotermico, la pompa di calore, il generatore di back-up, l’utenza) e il criterio di ottimizzazione per la separazione del carico tra i generatori. Si analizzano i risultati ottenuti con macchine GAHP da 40 kW e un’a-nalisi di sensibilità ai parametri in ingresso. Nella seconda parte si studia l’impianto reale nella scuola dell’infanzia di Oulx, con analisi dei dati di monitoraggio della macchina dal 20 Marzo al 5 Maggio e applicazione del modello di simulazione nel caso specifico.
Sono passati più di cinque anni da quando ho lasciato la mia Foligno e a Pisa ho vissuto molti momenti indimenticabili e tantissime soddisfazioni. Ovviamente ciò non è possibile in solitudine, quindi c’è una lunga lista di persone da ringraziare. La scelta delle prime per-sone da ringraziare è facile, dato che sono coloro che mi hanno finanziato: grazie Mamma e Papà. A parte gli scherzi, i miei genitori sono stati i primi a credere in me, ma la cosa più stana è che ci credono ancora. Mi hanno sempre sopportato in tutte le mie lamentele e hanno fatto in modo di farmi vivere gli studi serenamente, riuscendoci alla perfezione. Sono stati sempre fondamentali e senza di loro non sarei arrivato fin qui.
Tutto quello che ho ottenuto è stato possibile solo grazie alla serenità, a cui hanno contribuito tutte le persone che mi sono state accanto. Un ringraziamento va quindi agli amici di Pisa, che sono stati l’arma in più per affrontare i momenti più faticosi e difficili. Non voglio fare una lista di nomi, perché sono davvero tanti i ragazzi che mi sono vicini o magari lo sono stati in questi anni rendendo tutto più facile e divertente. Faccio solo un saluto particolare a Emidio e Simone con cui ho condiviso la preparazione di quasi tutti gli esami. È davvero un onore ritrovarmi con loro il giorno della mia laurea e ora posso solo sperare di riavere l’opportunità di lavorare con loro. Un ringraziamento va anche agli amici d’infanzia di Foligno, che riescono ad esserci sempre nonostante ci si veda pochi mesi l’anno. Infine un ringraziamento speciale va anche ai miei relatori, i professori Walter Grassi e Daniele Testi, Paolo Conti, Massimo Ghisleni e gli altri fondamentali componenti del gruppo di ricerca Eva Schito e Davide Della Vista. Con loro mi sono sentito parte di un gruppo affiatato formato da persone preparatissime. Cercando di essere il meno banale possibile, in questi anni mi sono impegnato proprio per avere l’occasione di lavorare a fianco a persone come loro.
1 Introduzione e obiettivi della tesi 1
2 Caratterizzazione delle pompe di calore 4
2.1 Pompe di calore a compressione meccanica di vapore . . . 5
2.2 Pompe di calore ad assorbimento . . . 8
2.2.1 Il fenomeno dell’assorbimento . . . 8
2.2.2 Il ciclo frigorifero . . . 10
2.2.3 I cicli ideali . . . 10
2.2.4 Le perdite del ciclo reale . . . 16
2.2.5 Caratteristiche delle miscele refrigerante/assorbente . . . 19
2.2.6 Possibilita di sviluppo e caratteristiche del ciclo GAX . . . 21
2.2.7 Caratteristiche delle pompe di calore ad assorbimento . . . 25
2.3 Pompe di calore geotermiche . . . 28
2.3.1 Caratteristiche generali . . . 28
2.3.2 Tipi di scambiatori . . . 30
2.3.3 Linee guida di progettazione . . . 32
2.3.4 Impianti ibridi lato sorgente . . . 39
3 Analisi del modello fisico-matematico 41 3.1 Descrizione del modello . . . 41
3.1.1 Il terreno . . . 42
3.1.2 Lo scambiatore al terreno . . . 48
3.1.3 Il circuito geotermico . . . 49
3.1.4 La pompa di calore . . . 50
3.1.5 Il generatore di integrazione . . . 50
3.1.6 L’impianto lato edificio . . . 50
3.2 Criterio di ottimizzazione . . . 51
3.3 Definizione del sistema GS-GAHP . . . 52
3.3.1 Variabili in ingresso . . . 52
3.3.2 Risultati . . . 55
3.3.3 Risposta del terreno . . . 56
3.3.4 Prestazioni dell’impianto . . . 58
3.3.5 Diverso numero di BHEs . . . 60
3.4.1 Profondità dei BHEs . . . 62
3.4.2 Temperatura indisturbata del terreno . . . 63
3.4.3 Portata nel circuito geotermico . . . 63
3.4.4 Distanza tra i BHEs . . . 63
3.4.5 Resistenza termica del BHE . . . 64
3.4.6 Temperatura di mandata all’utenza . . . 64
3.4.7 Temperatura limite in ingresso dei BHEs . . . 65
3.4.8 Proprietà del fluido termovettore nel circuito geotermico . . . 66
3.4.9 Proprietà del terreno . . . 67
3.4.10 Variazione del carico con diverse conducibilità del terreno . . . 68
3.4.11 Carico invernale e estivo . . . 70
4 Analisi dell’impianto di Oulx 73 4.1 Caratteristiche dell’impianto . . . 73
4.2 Dati di monitoraggio . . . 78
4.2.1 Valori monitorati . . . 78
4.3 Analisi della gestione dell’impianto . . . 79
4.4 Adattamento del modello sull’impianto di Oulx . . . 85
4.4.1 Parametri in ingresso . . . 85
4.4.2 Risultati . . . 92
5 Conclusioni e sviluppi futuri 96 A Specifiche di progetto della pompa di calore GS-GAHP 99 B Specifiche di progetto del generatore di back-up 103 C Verifica dell’adeguatezza dell’algoritmo Greedy 104 C.1 Analisi statistica . . . 104
C.2 Analisi basata su considerazioni fisiche . . . 105
D Calcolo di Rb 109 E Analisi dei parametri correttivi 111 F Stima delle caratteristiche del terreno nell’impianto di Oulx 116 Bibliografia . . . 120
1.1 Temperature medie orarie del giorno più freddo di Oulx nella stagione inver-nale 2012/2013 (sinistra) e rappresentazione dei gradi giorno dei vari comuni
italiani, in rosso si rappresenta Oulx (destra) . . . 3
2.1 Il ciclo di Carnot inverso [20] . . . 5
2.2 Il ciclo di riferimento [20] . . . 6
2.3 Parametri che influenzano il COP [1] . . . 7
2.4 Parametri che influenzano il COP [1] . . . 7
2.5 Fenomeno dell’assorbimento [6] . . . 8
2.6 Diagramma log p − T [4] . . . 9
2.7 Primo ciclo ad assorbimento discontinuo [4] . . . 9
2.8 Ciclo monostadio ad assorbimento . . . 10
2.9 I cicli ideali [7] . . . 11
2.10 Ciclo di macchina ad assorbimento monostadio [7] [5] . . . 12
2.11 Diagramma h − ξ [7] . . . 13
2.12 Applicazione del diagramma h − ξ ai bilanci su generatore e assorbitore [7] . 14 2.13 Applicazione del diagramma h − ξ per l’analisi degli scambiatori [7] . . . 15
2.14 Caratteristiche delle macchine reali [7] . . . 17
2.15 Ciclo reale (linea nera) e ideale (linea rossa) della GAHP [7] . . . 19
2.16 Diagrammi della miscela acqua ammoniaca [7] . . . 21
2.17 Macchina a doppio effetto (la linea rossa è il flusso di solo refrigerante) [5] . 22 2.18 Ciclo GAX [4] . . . 22
2.19 Schema di una pompa di calore ad assorbimento acqua-acqua [31] . . . 23
2.20 Schema di una pompa di calore ad assorbimento aria-acqua reversibile [30] . 24 2.21 Esempio di macchina commerciale GAHP Robur [29] . . . 24
2.22 Prestazioni di pompe di calore aria-acqua elettriche e ad assorbimento . . . 25
2.23 Prestazioni delle macchine GAHP acqua-acqua (CR=100%) [29] . . . 26
2.24 Caratteristiche dell’andamento della temperatura del sottosuolo [10] [9] . . . 28
2.25 Tipologia di scambiatori nel terreno [10] [9] . . . 30
2.26 Varie sezioni di scambiatori verticali [10] . . . 31
2.27 Macchina per le misurazioni e elaborazione dati del GRT [8] . . . 34
2.28 Schema delle resistenze termiche nei Borehole Exchangers [8] . . . 35
2.29 Andamento delle temperature nel suolo con "andamento a imbuto" [14] . . 38
3.1 I vari sottosistemi [41] . . . 41
3.2 Analisi dei modelli conduttivi del terreno [38] . . . 42
3.3 Analisi dei modelli conduttivi del terreno [38] . . . 45
3.4 Impulso termico nel time-step [42] . . . 48
3.5 Fabbisogno termico da soddisfare . . . 52
3.6 Valori di catalogo della macchina GAHP . . . 52
3.7 Andamento di cde del ∆ p per l’attraversamento dell’evaporatore lato fluido termovettore . . . 53
3.8 Disposizione geometrica dei BHEs . . . 54
3.9 Consumi di energia primaria al variare del numero di sonde geotermiche . . 55
3.10 Andamento di f . . . 56
3.11 Andamento della temperatura del fluido in ingresso nei BHEs . . . 56
3.12 Andamento della temperatura del fluido in uscita dai BHEs . . . 57
3.13 Andamento della temperatura della superficie dei BHEs . . . 57
3.14 Andamento del CR . . . 58
3.15 Andamento del GUE . . . 58
3.16 Andamento del P ER della pompa di calore geotermica . . . 59
3.17 Funzionamento del generatore di back-up . . . 59
3.18 Risultati all’ultimo anno con due sonde geotermiche . . . 60
3.19 Risultati all’ultimo anno con otto sonde geotermiche . . . 60
3.20 Energia spesa per il pompaggio . . . 61
3.21 in funzione di H e risparmio energetico ottenuto al variare della profondità delle sonde . . . 62
3.22 Risparmio energetico ottenuto al variare di T0 e di ˙mgeo . . . 63
3.23 Risparmio energetico ottenuto al variare della distanza tra le sonde e di Rb . 64 3.24 Risparmio energetico ottenuto al variare di Tout cond e Tmin . . . 64
3.25 Frazione di carico coperta dalla GAHP a varie temperature di mandata ai terminali . . . 65
3.26 Temperature nel caso di 3 BHEs senza vincolo . . . 66
3.27 Risparmio energetico al variare delle proprietà del fluido termovettore . . . 67
3.28 Risparmio energetico ottenuto al variare di kg e ρcg . . . 67
3.29 Risparmio energetico al variare del numero di BHEs e del fattore di scala k, per tre diverse conducibilità del terreno . . . 69
3.30 Risparmio energetico massimo e numero di BHEs per ogni coppia kg - k . . 70
3.31 Analisi del sistema con carico estivo . . . 71
4.1 Struttura e ubicazione della scuola di Oulx . . . 73
4.2 Retrofitting della scuola di Oulx . . . 74
4.3 Valori delle dispersioni prima e dopo la riqualificazione [35] . . . 75
4.4 L’impianto installato nella scuola di Oulx . . . 75
4.5 Schema dell’impianto . . . 77
4.6 Potenze termiche e rendimenti nei giorni monitorati . . . 79
4.8 Temperatura in uscita dalla macchina e set point imposto . . . 80
4.9 Temperature ai capi dell’evaporatore e condensatore . . . 81
4.10 Potenze istantanee scambiate dalla macchina . . . 81
4.11 Temperatura al generatore . . . 82
4.12 Andamenti delle temperature ai capi del codensatore e dell’evaporatore e del set point imposto, durante il servizio di ACS . . . 82
4.13 Potenze istantanee durante il transitorio . . . 83
4.14 Temperatura in uscita dalla macchina e set point imposto . . . 83
4.15 Temperature e potenze in gioco nei transitori . . . 84
4.16 Temperatura in uscita dalla macchina e set point imposto nel 18 Aprile . . . 84
4.17 Temperatura in uscita dalla macchina e set point imposto nel 30 Aprile . . . 85
4.18 Carichi termici stimati con le temperature medie di normativa . . . 86
4.19 Caratteristiche del carico per ogni iterazione dell’anno . . . 87
4.20 Analisi dei cd analizzati . . . 88
4.21 Correlazione scelta per la funzione cd= f (CR) . . . 88
4.22 Spegnimenti della macchina . . . 89
4.23 Correlazione ricavata per gli spegnimenti della macchina . . . 90
4.24 Caratteristiche del parco geotermico analizzato . . . 90
4.25 Risultati dall’analisi di ottimizzazione . . . 91
4.26 frazione di carico coperto dalla GS-GAHP con 2BHEs . . . 93
4.27 Potenza media richiesta dall’utenza, coperta dalla GAHP e dalla caldaia di integrazione termica e GUE della GS-GAHP da 20 kW all’ultimo anno di funzionamento analizzato . . . 94
4.28 Risultati ottenuti dalle varie analisi . . . 95
A.1 Potenza ceduta al massimo carico . . . 99
A.2 GUE . . . 100
A.3 Perdite di carico . . . 100
A.4 Calore massimo ceduto dall’utenza . . . 101
A.5 GUE . . . 102
A.6 Perdite di carico . . . 102
B.1 Rendimenti della caldaia a condensazione . . . 103
C.1 Distribuzione statistica dei consumi di energia primaria con sequenze di f casuali . . . 105
C.2 Logiche di funzionamento dell’impianto GS-GAHP esaminato . . . 106
C.3 Un esempio delle sequenze di f analizzate (a = 0.34) . . . 107
C.4 Un esempio di f con (a = 0.34, b = 14) e le equazioni utilizzate . . . 107
C.5 Risultati ottenuti di consumi di energia primaria . . . 108
C.6 Sequenza di f da input (sinistra) e come diventa per effetto del vincolo (destra)108 D.1 Geometria analizzata . . . 109
E.1 fmet dei monitoraggi analizzati . . . 111
E.2 Caratteristiche dei valori di monitoraggio utilizzati . . . 112
E.3 fmet dei monitoraggi analizzati . . . 113
E.4 Risultati dell’analisi nel secondo step . . . 114
E.5 Andamento dell’errore per ogni punto analizzato . . . 115
F.1 Analisi delle differenze dei risultati tra i modelli ILS e MILS . . . 117
F.2 Confronto tra le temperature misurate e quelle standard [26] . . . 118
F.3 Fabbisogno termico per tutte le iterazioni calcolate per la definizione dei parametri del terreno . . . 118
2.1 Proprietà termofisiche di varie rocce e suoli . . . 33
2.2 Proprietà idrologiche di varie rocce e suoli . . . 34
2.3 Alcuni valori della conduttività dei materiali di riempimento [3] . . . 36
2.4 Alcuni valori dei fluidi termovettori usualmente utilizzati [3] . . . 37
2.5 Valori indicativi di Rb [8] . . . 37
3.1 Variabili in ingresso per la simulazione . . . 55
3.2 Consumi e risparmio energetico rispetto alla sola caldaia . . . 55
3.3 Valori utilizzati per l’analisi di sensibilità [3] . . . 66
4.1 Valori delle trasmittanze prima e dopo la riqualificazione [35] . . . 75
4.2 Parametri del terreno utilizzati . . . 91
4.3 Risultati con solo GS-GAHP per riscaldamento e ACS . . . 92
4.4 Risultati con l’ottimizzazione di GS-GAHP e caldaia per risc. e ACS . . . . 93
4.5 Risultati con l’ottimizzazione di GS-GAHP da 20 kW e back-up per risc. e ACS . . . 94
4.6 Risultati con l’ottimizzazione di GS-GAHP da 20 kW e back-up per risc. e ACS con temperatura di mandata agli utilizzatori di 35℃ . . . 95
C.1 Energia primaria consumata in venti anni . . . 106
D.1 Parametri per il calcolo di Rb . . . 110
E.1 Altri dati di input per l’analisi effettuata . . . 112
E.2 Parametri correttivi utilizzati . . . 115
F.1 Valori delle caratteristiche del terreno da letteratura e ricavate . . . 116
Introduzione e obiettivi della tesi
Lo studio di questa tesi si concentra sull’analisi delle prestazioni energetiche di sistemi con pompe di calore ad assorbimento e sorgente esterna geotermica. Infatti la ricerca di sistemi innovativi per il miglioramento dell’efficienza energetica e la diminuzione dei consumi di energia primaria risulta una questione estremamente attuale a livello mondiale in tutti i settori energivori. Tra i settori più sensibili a questo tema, c’è di certo il residenziale e il terziario, dato che, per esempio, in Europa è responsabile dell’utilizzo di circa un terzo dell’energia primaria complessivamente richiesta dal continente. La sensibilità alla dimi-nuzione dei consumi è crescente, come dimostrano le nuove direttive europee che fissano standard energetici sempre più spinti per le costruzioni nuove ed esistenti. Dal concetto di classe energetica, introdotto dalla Direttiva europea EPBD del 2003 (Directive on the energy performance of buildings), si è passati alla Direttiva comunitaria del 2010 che intro-duce la definizione di nZEB (Nearly Zero Energy Building).Un edificio si definisce nZEB se richiede una quantità di energia primaria netta circa zero. Per un obiettivo così am-bizioso serve l’utilizzo contemporaneo di vari interventi, sia per abbassare il fabbisogno (ad esempio tramite il miglioramento dell’involucro edilizio, la modifica dei terminali etc.) che per migliorare i sistemi di generazione (installando pannelli solari, moduli fotovoltaici etc.). Si ricorda che l’efficienza energetica non deve in alcun modo contrastare il fine ultimo di qualunque sistema di riscaldamento e raffrescamento, cioè il raggiungimento di livelli sufficienti di confort all’interno dell’edificio.
Per il raggiungimento degli obiettivi comunitari imposti, sembra impossibile prescin-dere dalla sostituzione di sistemi di riscaldamento tradizionali con impianti a pompa di calore. Ponendo l’attenzione principalmente sui sistemi di riscaldamento invernale, le mac-chine a ciclo inverso hanno delle caratteristiche molto interessanti in confronto alle caldaie, ma anche delle difficoltà in fase di progettazione che ne hanno limitato la diffusione. Le pompe di calore, in molte condizioni di funzionamento, necessitano di una quantità di ener-gia primaria inferiore rispetto una qualsiasi caldaia a parità di enerener-gia ceduta all’utenza. Ciò è possibile grazie all’utilizzo di un ciclo termodinamico, che sfrutta non solo una fonte di energia pregiata (energia elettrica o combustione di metano) per il soddisfacimento del carico termico, ma anche il contributo della sorgente esterna. A tali macchine è dunque riconosciuto dalle direttive europee lo sfruttamento di una quota di energia rinnovabile. Per
Le difficoltà di progettazione delle pompe di calore si possono riassumere nella forte sensibilità dei rendimenti al variare delle condizioni delle temperature delle sorgenti. Le prestazioni possono variare durante la stagione di riscaldamento, per questo è necessaria un dimensionamento attento che spesso non può prescindere da una simulazione dinami-ca del sistema edificio-impianto. A ciò si aggiungono i costi di installazione generalmente maggiori rispetto le caldaie, che spesso scoraggiano l’utilizzo di tale tecnologia, soprattutto per le piccole utenze. Infine le macchine a ciclo inverso difficilmente si interfacciano con i terminali tradizionali ad alta temperatura (radiatori classici) e necessitano di installazione di pannelli radianti o fan coil.
Si ricorda che esistono vari modelli di pompe di calore, ognuno vanta diverse caratteri-stiche che le rende adatte per determinate utenze. Per questo è fondamentale, in un’ottica di risparmio energetico, definire le caratteristiche dei vari sistemi per guidare le scelte nei diversi casi. Anche la scelta della sorgente esterna è molto importante. Le macchine ad aria risentono della variazione stagionale e giornaliera delle temperature, che influenzano i rendimenti della macchina. Per di più, con temperature esterne basse, si ha il rischio di defrosting, con formazione di ghiaccio sulle batterie alettate dello scambiatore esterno e elevati problemi di scambio termico. Esistono altre sorgenti esterne, tra cui molto interes-sante risulta quella geotermica. Lo scambio termico con il terreno permette temperature meno variabili e più alte rispetto quelle dell’aria in inverno, con indiscussi vantaggi per i rendimenti.
In uno scenario così ampio, questa tesi si pone due obiettivi principali: l’approfondi-mento delle caratteristiche delle pompe di calore ad assorbil’approfondi-mento e l’analisi di un modello per la simulazione di sistemi geotermici. Il lavoro svolto si divide in tre parti.
Nel primo capitolo, Caratterizzazione delle pompe di calore, si delinea lo stato dell’arte delle macchine in esame, descrivendo le caratteristiche principali, i vantaggi e gli svantag-gi. Nel secondo capitolo, Analisi del modello fisico-matematico, si propone nel dettaglio un modello quasi stazionario per l’analisi delle prestazioni energetiche di un sistema con pompa di calore ad assorbimento e sorgente geotermica (GS-GAHP) nei venti anni. Dopo una descrizione delle equazioni che schematizzano tutti i sottosistemi in gioco e il criterio di ottimizzazione, si definiscono dei valori in ingresso e si analizzano i risultati ottenuti. Si compie anche un test di valutazione dell’algoritmo di ottimizzazione e un’analisi di sen-sibilità dettagliata ai vari parametri di input. Nell’ultima parte, Analisi dell’impianto di Oulx, si analizza un impianto GS-GAHP reale, installato nella scuola dell’infanzia di Oulx (TO).
le temperature di Oulx prendendo i valori monitorati nella cabina metereologica installata nel paese vicino di Sauze d’Oulx [45] e corrette per la differente altitudine con il coefficiente di normativa [26]. Per di più, nella Tabella A del D.P.R. 412/93 aggiornata al 31 ottobre 2009, Oulx risulta avere 4100 gradi giorno, rientrando così nel 2 % dei comuni più freddi d’Italia (Figura1.1(b)).
(a) (b)
Figura 1.1: Temperature medie orarie del giorno più freddo di Oulx nella stagione invernale 2012/2013 (sinistra) e rappresentazione dei gradi giorno dei vari comuni italiani, in rosso si rappresenta Oulx (destra)
I sistemi GS-GAHP sono adatti per climi freddi e fabbisogni fortemente sbilanciati sui carichi invernali, per questo l’analisi di tale impianto risulta particolarmente significativo. Dopo una descrizione dell’utenza e dell’involucro edilizio, si esaminano i dati di monitorag-gio a disposizione della macchina per analizzare le caratteristiche di funzionamento. Infine si tenta di applicare il modello prima descritto nel caso reale, stimando i parametri di input necessari e valutando come diverse scelte possono impattare sui consumi energetici complessivi.
Caratterizzazione delle pompe di
calore
Si definiscono installazioni o macchine generatrici le macchine che rendono disponibile un effetto termico esterno non conseguibile spontaneamente, quindi:
1. macchine frigorifere o impianti di refrigerazione, utili per mantenere un ambiente a temperatura minore rispetto l’ambiente naturale esterno, asportando con continuità calore;
2. pompe di calore, per fornire a temperatura maggiore rispetto l’ambiente calore estrat-to da una sorgente esterna più fredda.
Il riferimento teorico di queste macchine sono i cicli inversi reversibili, in cui si schema-tizza il trasferimento di una certa quantità di calore da una sorgente a più bassa tempera-tura ad una a più alta. Per ottenere ciò si utilizza una forma di energia pregiata, che può essere energia meccanica (exergia pura) o energia termica a temperatura sufficientemente più alta rispetto quella ambiente (a elevato contenuto exergetico). [20]
In letteratura si trovano numerose classificazioni per le pompe di calore, in relazione al tipo di ciclo descritto, tipo di fonte energetica sfruttata, tipo di servizio, tipo di vettori energetici utilizzati, tipo di fluido termovettore etc. In questa prima analisi si fa riferimento solo alle prime due distinzioni.[21]
Tipo di ciclo descritto:
1. Pompe di calore in cui viene compiuta una compressione meccanica del fluido di lavoro, la quale può essere azionata da un motore elettrico o endotermico. 2. Pompe di calore ad assorbimento che sfruttano energia termica, generalmente
tramite la combustione di gas naturale.
Tipo di fonte energetica sfruttata per estrarre calore:
1. Fonte aerotermica se si effettua lo scambio termico con aria esterna;
2. Fonte idrotermica se si utilizzano acque superficiali (di mare, di lago o di fiume) o acque e liquami di processo o urbani;
3. Fonte geotermica se si scambia calore con il sottosuolo (tramite roccia, terreno o acqua di falda).
Dopo una breve introduzione sulle pompe di calore a compressione, si pone l’attenzione su due temi: le pompe di calore ad assorbimento e i possibili vantaggi dello sfruttamento della fonte geotermica.
2.1
Pompe di calore a compressione meccanica di vapore
L’approccio classico per lo studio di queste macchine si basa su una prima analisi del ciclo ideale completamente reversibile, il ciclo di Carnot inverso, rappresentato in Figura2.1.
(a) Macchina ideale (b) piano T-s (c) piano p-h
Figura 2.1: Il ciclo di Carnot inverso [20]
Il ciclo di Carnot prevede due trasformazioni isobare e isoterme per la sottrazione di calore dal serbatoio freddo (processo 2 − 3) e per la somministrazione alla sorgente calda (processo 4 − 1), ottenibili nella realtà rispettivamente con una evaporazione e una con-densazione del refrigerante. La differenza di pressione tra i due scambiatori è mantenuta tramite una compressione ed un’espansione adiabatica, con quest’ultimo processo che per-mette un parziale recupero teorico di lavoro speso. Nel rispetto del secondo principio della termodinamica si deve spendere una certa quota di lavoro meccanico per scambiare una determinata quantità di calore da una temperatura più bassa a una più alta. Si definisce il coefficiente di prestazione come il rapporto tra l’effetto utile e il lavoro speso (|L|). Se la macchina è concepita per cedere calore alla sorgente calda, si definisce il coefficient of performance come COP = |Q1| / |L| , al contrario se si ha una macchina frigorifera si utilizza l’energy efficiency ratio come EER = |Q0| / |L|. Tramite il bilancio energetico si può dimostrare che COP = EER + 1. Senza alcuna irreversibilità interna ed esterna il COP o l’EER dipendono solo dalle temperature dei due serbatoi termici:
COPth= T1 T1− T0 ; EERth = T0 T1− T0 .
Il COPth e EERth rappresentano il limite teorico a cui si può tendere migliorando la mac-china con sorgenti fissate.
(a) Macchina di riferimeto (b) piano T-s (c) piano p-h
Figura 2.2: Il ciclo di riferimento [20]
Nella realtà si utilizzano altri cicli di riferimento, più vicini alle applicazioni reali. Nella pratica non si può realizzare il recupero di lavoro nel processo di espansione di un fluido bifase ad alto contenuto di liquido, che d’altronde non risulterebbe neanche particolarmen-te convenienparticolarmen-te per il modesto salto entalpico disponibile. Si sostituisce l’espansore con una valvola di laminazione, che introduce una prima irreversibilità. Per di più, per garantire l’integrità del compressore, si compie un’evaporazione completa e si attua la compressione del vapore surriscaldato. Si rappresenta la macchina e il ciclo di riferimento in Figura2.2. A parità di temperature della sorgente fredda e calda, nella macchina reale si ottengo-no coefficienti di prestazioni inferiori a quelli ideali della macchina di Carottengo-not inversa. Si può definire una relazione tra il COP reale e quello teorico tramite vari coefficienti che quantificano le varie irreversibilità in gioco:
COP = ks−s HE ηc δpcf R COPth ; EER = ks−s HE ηcδpcf R EERth (2.1) Si dà di seguito una breve descrizione dei vari coefficienti per comprendere le caratteristiche fondamentali di queste macchine:
• Il COPth o EERth caratterizzano l’effetto delle temperature di evaporizzazione e condensazione, strettamente legate alle temperatura esterna calda e fredda. All’au-mentare della differenza |T1− T0|, i due coefficienti diminuiscono per l’aumento del lavoro di compressione necessario. Introducendo la campana del refrigerante per fis-sare i punti di fine condensazione e fine evaporazione (Figura 2.3(a)), un aumento della differenza tra temperature diminuisce l’effetto utile estivo e anche quello inver-nale, anche se in misura minore, per la compensazione parziale della compressione, la quale contribuisce alla cessione di calore alla sorgente calda.
• Il ciclo di riferimento, come già detto, si differenzia dal ciclo di Carnot per la pre-senza di alcune irreversibilità conteggiate nel rendimento exergetico R, quali la laminazione e lo scambio termico nel desurriscaldamento del refrigerante sotto un ∆T finito (nel ciclo di riferimento ideale si considera una sorgente termica alla T di evaporazione). In Figura 2.3(b) si rappresentano le perdite per il funzionamento estivo.
• L’efficienza degli scambiatori HE causano un aumento della differenza tra tem-peratura di evaporazione e condensazione per la finitezza delle superfici di scambio (Figura 2.3(c)).
(a) T sorgenti (b) Irreversibilità (c) scambiatori
Figura 2.3: Parametri che influenzano il COP [1]
• Nelle macchine reali si attua un sottoraffreddamento e un surriscaldamento, rispettivamente in uscita dal condensatore e dall’evaporatore (Figura 2.4 (a)). Si progettano entrambi per motivi tecnologici: il sottoraffreddamento per assicurarsi di avere solo fase liquida in ingresso alla valvola, mentre il surriscaldamento scongiura la presenza di gocce di liquido in ingresso al compressore, evitando gravi danni. A parità degli altri parametri in gioco, ciò implica un miglioramento dell’effetto utile, quindi il coefficiente ks−sè maggiore di 1 (anche se generalmente per poter effettuare il sottoraffreddamento e in surriscaldamento è necessario aumentare la differenza tra temperatura del refrigerante e della sorgente esterna, aumentando le irreversibilità di scambio termico). Il surriscaldamento causa anche una diminuzione della densità del refrigerante in ingresso al compressore, quindi, a parità di volume di fluido, diminuisce la portata in massa. Per di più una temperatura alta potrebbe causare eccessivi stress termici agli avvolgimenti del motore elettrico. Il sottoraffreddamento è limitato dalle elevate superfici di scambio necessarie.
(a) surr. e sottoraf. (b) η compressore (c) perdite di carico
Figura 2.4: Parametri che influenzano il COP [1]
• Il rendimento del compressore ηC minore di 1 per effetto degli attriti interni (Figura 2.4(b)).
• Si hanno perdite di carico δpcf su tutto il circuito frigorifero (Figura 2.4 (c)), sopratutto nell’attraversamento degli scambiatori e dei vari organi (ad esempio nella valvola a quattro vie).
2.2
Pompe di calore ad assorbimento
Il principio fisico dell’assorbimento è noto fin dall’800 e varie macchine frigorifere sono state sviluppate fino ad oggi. Tra le varie applicazioni, sta ritornando in auge la pompa di calore ad assorbimento, la quale, grazie a delle caratteristiche diverse rispetto a qualunque altro sistema per il riscaldamento, può risultare una soluzione estremamente interessante per migliorare l’efficienza energetica.
2.2.1 Il fenomeno dell’assorbimento
Il semplice ciclo ad assorbimento sostanzialmente presenta gli stessi elementi del ciclo a compressione tranne il compressore, sostituito da un assorbitore e un generatore. Infatti queste macchine sfruttano due sostanze diverse che presentano una forte affinità: il refrige-rante e l’assorbente. Il primo è chiamato così perché attraversa il condensatore, la valvola di laminazione e l’evaporatore; il secondo serve per portare in soluzione i vapori del refri-gerante.
Per comprendere il principio fisico si esamina il comportamento dell’acqua pura e in solu-zione con varie concentrazioni di un sale solido, come ad esempio il bromuro di litio LiBr. Studiando il grafico della tensione di vapore dell’acqua, rappresentato nella Figura2.5(a), si nota che, a temperatura fissata, la tensione diminuisce all’aumentare della concentrazione di sale. Quindi se si mettono in comunicazione due recipienti ermetici, il primo contenente refrigerante puro e il secondo refrigerante in soluzione, si ha una migrazione dei vapori verso il secondo contenitore (Figura2.5 (b)).
(a) Tensione di vapore (b) Migrazione del vapori
Figura 2.5: Fenomeno dell’assorbimento [6]
Per rappresentare questi processi in maniera appropriata, servono dei piani termodina-mici adatti. Infatti, riprendendo i contenitori ermetici in equilibrio termodinamico, ad ogni
pressione e concentrazione della soluzione liquida, è univocamente definita la temperatura (si ha un esempio in Figura 2.5 (b)). Esistono vari grafici che correlano le tre variabili; in questa trattazione si fa riferimento a quello in Figura 2.6, con la pressione p in ascis-sa, la temperatura T in ordinata e con curve isoconcentrazione ξ. In realtà è abbastanza usuale trovare in ordinata il logaritmo naturale della pressione e in ascissa l’inverso della temperatura. Ciò deriva dall’equazione di Antoine che correla la tensione di vapore di un componente (in questo caso il refrigerante) alla temperatura della soluzione:
log p0i = A − B C + T
Spesso si può approssimare C ≈ 0 (legge di August), cosicché le curve isoconcentrazione hanno degli andamenti praticamente rettilinei.
Figura 2.6: Diagramma log p − T [4]
Si intuisce che, con un’opportuna scelta delle temperature e delle pressioni, si può sfrut-tare l’assorbimento per far compiere un ciclo frigorifero al refrigerante. Nel generatore, in cui si separano le due sostanze, si dovrà dare l’input termico necessario per far evaporare il refrigerante e farlo defluire verso il condensatore . Al contrario, per estrarre il vapore dal-l’evaporatore bisognerà portarlo in soluzione nell’assorbitore, con un’estrazione di calore. In questo modo è stato collaudato il primo ciclo ad assorbimento discontinuo; in Figura2.7
sono rappresentate le due fasi.
2.2.2 Il ciclo frigorifero
Nella versione più semplice il ciclo ad assorbimento monostadio è un sistema tritermo ope-rante tra due pressioni. Le sorgenti termiche sono caratterizzate da tre temperature, quella della sorgente fredda (T0), della sorgente calda (T1) e l’input termico in ingresso (Tg). Sono quattro i componenti fondamentali della macchina: un generatore, un condensatore, un evaporatore e un assorbitore. Fornendo una determinata quantità di calore Qg, si separa il componente più volatile dalla soluzione povera. I vapori generati, caratterizzati da un certo grado di purezza, sono mandati al condensatore dove cedono il calore Qc. Il refrigerante condensato, attraverso la valvola di espansione abbassa la pressione, per poi evaporare as-sorbendo il calore Qe a T0 (l’effetto frigorifero della macchina). I vapori vengono assorbiti nell’assorbitore dalla soluzione in uscita dal generatore, dove è ceduta una quota di calore Qa, anch’essa alla sorgente a T0. Si rappresentano in Figura 2.8 (a) gli elementi descritti in un piano pressione temperatura.
(a) Ciclo semplice (b) Ciclo con scambiatori rigenerativi
Figura 2.8: Ciclo monostadio ad assorbimento
L’analisi del primo ciclo suggerisce già alcune semplici modifiche per aumentare l’ef-ficienza della macchina (Figura 2.8 (b)). Infatti si può installare un primo scambiatore rigenerativo (S1) tra la soluzione povera ad alta temperatura diretta verso l’assorbitore e la soluzione ricca più fredda pompata nel generatore. Ciò permette una diminuzione del-l’energia da fornire al generatore e un aumento dei coefficienti di prestazione. Un secondo scambiatore (S2), che effettua lo scambio di calore tra il liquido in uscita dal condensatore e i vapori uscenti dall’evaporatore, permette un miglioramento delle prestazioni ed una parziale compensazione del fenomeno dell’evaporazione incompleta, descritto di seguito.
2.2.3 I cicli ideali
Ciclo di Carnot
Con forti approssimazioni si possono utilizzare le nozioni del ciclo di Carnot per determinare il coefficiente di prestazione massimo raggiungibile. Si elencano di seguito tutte le ipotesi necessarie.
1. Le trasformazioni di assorbimento e di generazioni sono a temperatura costante. Ciò è concepibile solo se l’ampiezza di degasaggio, definita come la differenza tra le concentrazioni della soluzione ricca e povera, è infinitesima. Quindi si ha un’unica temperatura di assorbimento e rigenerazione.
2. Un’ampiezza di degasaggio infinitesima e una portata di refrigerante finita implica che il fattore di circolazione, definito come il rapporto tra portata di soluzione ricca e refrigerante, sia infinitamente grande. Quindi si ha una portata infinita che viene trasferita tra generatore a assorbitore e viceversa. Si può sfruttare un espansore ideale per raccogliere il lavoro necessario per far funzionare la pompa (poiché entrambe hanno la stessa differenza di pressione e la stessa portata in massa elaborata, a meno di infinitesimi di ordine inferiore).
3. Tutti i processi sono completamente reversibili e i fluidi ideali, quindi il calore di evaporazione e quello di diluizione (ceduto o assorbito quando due sostanza passano in soluzione) sono indipendenti dalla temperatura.
4. Il refrigerante esce dal generatore allo stato puro.
Quindi nel caso ideale nessun lavoro meccanico deve essere fornito dall’esterno. Si può schematizzare il processo con due cicli di Carnot, uno motrice e uno inverso, con la stessa area. Il ciclo diretto 1-2-3-4 funziona tra la temperatura del generatore (TG) e dell’assor-bitore (TA). Il ciclo frigorifero 5-6-7-8 agisce tra la temperatura del condensatore (Tc) e dell’evaporatore (Te). In un piano T-s si possono esaminare tutte le quantità di calore scambiato nei quattro processi (Figura2.9 (a)).
(a) Ciclo di Carnot (b) Ciclo di Lorenz
Figura 2.9: I cicli ideali [7]
Impostando il primo e il secondo principio della termodinamica si possono calcolare i coefficienti di prestazione teorica: COPth e EERth.
Svolgendo i calcoli algebrici si ottiene: EERth= Qe Qg = 1 Ta − 1 Tg 1 Te − 1 Tc COPth= Qc+ Qa Qg = Ta Tg + Tc Tg Tg− Ta Tc− Te (2.2) Approssimando Ta≈ Tc si ha1: EERth= Te Tg Tg− Tc Tc− Te COPth= Tc Tg Tg− Tc Tc− Te (2.3) Ciclo di Lorenz
Nel ciclo di Lorenz (Figura 2.9 (b)) non si considera la presenza di serbatoi termici di capacità infinita, ma fluidi con portata finita. Si considerano ancora nulle le irreversibilità termiche esterne, ma la temperatura è mutevole lungo i vari processi. Si nota che la sorgente termica a temperatura intermedia è schematizzata come una fluido che prima scambia calore con il condensatore e poi con l’assorbitore, sempre con efficienza unitaria.
Ciclo teorico di riferimento
Si rappresenta il ciclo di lavoro di un impianto frigorifero ad assorbimento in Figura2.10(a): le trasformazioni del refrigerante liquido e della soluzione sono rappresentate con la li-nea continua, quelle con il refrigerante in stato vapore con lili-nea tratteggiata, le frecce rappresentano il verso delle trasformazioni e il cerchio la pompa della soluzione.
(a) Ciclo di riferimento (b) Esempio di macchina commerciale
Figura 2.10: Ciclo di macchina ad assorbimento monostadio [7] [5]
Il segmento 2-3 rappresenta il ciclo del refrigerante, che in prima approssimazione riesce a separarsi perfettamente dalla sostanza assorbente, in modo da avere trasformazioni di
1Formula usata anche nella UNI TS 11300-4 per la definizione del rendimento di secondo principio,
fase isoterme. Si ha la condensazione nella condizione 2, la laminazione abbassa la pressio-ne da pc a pe fino al punto 3 dove si ha l’evaporazione. Infatti la linea ξ = 1 rappresenta la legge di Clausius-Clapeyron. Il ciclo della soluzione è rappresentato dal ciclo 4-1-6-5. Nell’assorbitore la soluzione si arricchisce da ξp a ξr e si ha uno smaltimento di calore Qa verso l’esterno che causa un abbassamento di temperatura da TaI a TaF. Si trascura-no le perdite di carico, dunque si mantiene la pressione costante ed uguale a quella che vige nell’evaporatore pe. La soluzione arricchita è portata al valore pc tramite la pompa, si preriscalda con lo scambiatore S1 ed entra nel generatore. Durante la rigenerazione si innalza la temperatura fino a TgF per separare i vapori di refrigerante al punto 1 portando la soluzione alla concentrazione ξp. La soluzione impoverita rientra nello scambiatore S1 e con una valvola di laminazione si riporta alla pressione pe. Le temperature Tc, TaI e TaF, ipotizzando l’efficienza unitaria di tutti gli scambiatori, dipende solamente da come si struttura il passaggio dell’acqua che deve smaltire calore nel condensatore e nell’assor-bitore: nel caso specifico la condizione Tc = TaF fa intendere un passaggio in serie nel condensatore e di seguito nell’assorbitore. Il ciclo di riferimento è univocamente definito da due pressioni e tre temperature: la temperatura di evaporazione, di generazione e di condensazione (legate alle tre sorgenti termiche utilizzate). In Figura 2.10 (b) è rappre-sentato come può essere assemblata una macchina commerciale, si hanno due vessel in cui sono fissate le pressioni. C’è lo scambiatore di calore tra soluzione ricca e soluzione povera, mentre la portata di acqua che smaltisce calore alla temperatura intermedia attraversa in serie prima l’assorbitore poi il condensatore.
Diagramma h − ξ
Per la descrizione degli scambi termici e la determinazione delle variabili termodinamiche di una miscela bicomponente si utilizza il diagramma h − ξ.
(a) Diagramma (b) Processo di evaporazione
Si può esaminare un esempio di questo diagramma definito per una pressione costante in Figura 2.11 (a), dove si possono distinguere le zone di miscela liquida, di vapore sur-riscaldata e di bifase. Le curve rappresentate sono isoterme, che all’interno della zona di vapore umido diventano tratti rettilinei, verticali solo con ξ = 0 e ξ = 1 (tranne per le miscele azeotropiche in cui c’è una terza concentrazione intermedia con isoterma vertica-le). Per fare un esempio di utilizzo di questo diagramma, si rappresenta in Figura2.11(b) l’evaporazione della miscela con concentrazione iniziale ξ1 e temperatura t1. Riscaldando la miscela a pressione costante si mantiene la fase liquida fino a t2, poi inizia l’evaporazione dei primi vapori con una concentrazione ξ3maggiore della sostanza più volatile. Continuan-do a fornire calore la miscela aumenta la temperatura portanContinuan-dosi al punto 4, i vapori si arricchiscono della sostanza meno volatile portandosi a ξ6 mentre il liquido è caratterizzato da ξ5. La variabile m e n rappresentano rispettivamente la frazione di liquido e di vapore rispetto la massa complessiva della miscela, dunque n sta aumentando e m diminuendo. Al punto 8 l’evaporazione è completata e la temperatura è aumentata rispetto a t2. Solo con sostanze pure l’evaporazione è isoterma, dunque con ξ = 0 e ξ = 1 l’isoterma è verticale nella zona bifase e la lunghezza del segmento dentro la zona bifase rappresenta il calore latente (r1 e r2 in Figura 2.11 (a)). Questi diagrammi sono usualmente sfruttati per il calcolo energetico nei vari componenti del ciclo ad assorbimento.
(a) Bilanci (b) Diagramma h − ξ
Figura 2.12: Applicazione del diagramma h − ξ ai bilanci su generatore e assorbitore [7] Si scrive il bilancio energetico sul generatore definendo f il fattore di circolazione, qg l’energia assorbita dal generatore e qp quella assorbita dalla pompa (Figura 2.12 (a)). In questa trattazione tutte le grandezze sono riferite ad una portata unitaria di vapore in uscita del refrigerante.
qg+ f h1 = (f − 1) h2+ h5 qp = f (h1− h4)
qw = qp+ qg = (h5− h2) + f (h2− h4)
(2.4)
pc, si può osservare il processo di generazione. La miscela al punto 1 assorbe il calore ceduto dalla sorgente calda, producendo vapore alle condizioni termodinamiche del punto 5 e liquido al punto 2. Sfruttando le proprietà del triangolo rettangolo 2OA, il segmento 2O rappresenta la grandezza f (h2 − h4), dunque la spesa energetica complessiva qw è rappresentata dal segmento 5A. Senza lo scambiatore delle soluzioni, la soluzione povera uscente dal generatore attraversa la valvola di laminazione e entra nell’assorbitore alla stessa entalpia (dunque h2 = h3con riferimento alla Figura2.12(a)). Imponendo il bilancio all’assorbitore, si calcola il calore smaltito nel processo di assorbimento qa:
qa= (h8− h2) + f (h2− h4) (2.5) con il punto 8 sulla curva di rugiada alla pressione p0. La grandezza qa si rappresenta in Figura2.12(b) nello stesso modo di qw.
Il diagramma h−ξ si può utilizzare anche per verificare l’effetto dello scambiatore delle soluzioni e del sottoraffreddatore. Si osserva ancora in Figura 2.12 (b) che la soluzione al punto 4 deve riscaldarsi fino al punto 1 prima di evaporare. Il calore necessario può essere fornito a spese della miscela povera che dal punto 2 deve raffreddarsi per il processo di assorbimento, così da diminuire la spesa energetica necessaria. Facendo riferimento alla Figura2.13 (a), lo scambiatore delle soluzioni permette il raffreddamento della soluzione povera fino al punto 3’ scambiando la potenza termica qss. I bilanci diventano:
qw= (h5− h3) + f (h3− h4) qa= (h8− h3) + f (h3− h4) qss= (f − 1)(h2− h3)
(2.6)
Sfruttando le proprietà geometriche dei triangoli simili, il segmento AB rappresenta qss, causando una diminuzione della spesa energetica qw con guadagno dei coefficienti di prestazione della macchina.
(a) Scambiatore delle soluzioni (b) Sottoraffreddatore
Si rappresenta in Figura 2.13 (b) la quantità di calore scambiata al condensatore e evaporatore (rispettivamente qc e q0). Il punto di uscita dal condensatore 6 è sovrapposto al punto 7 di ingresso all’evaporatore, dato che il processo di laminazione è isoentalpico. É necessario un certo grado di sottoraffreddamento in uscita dal condensatore per vari motivi. Oltre ad evitare la formazione di bolle in ingresso del restrittore, il punto 7 potrebbe trovarsi dentro la zona bifase a p0 (come nella Figura2.13(b)), causando la vaporizzazione di una parte di flusso in ingresso all’evaporatore che non può più contribuire all’estrazione di calore dalla sorgente fredda, peggiorando le prestazioni. Lo scambiatore di sottoraffreddamento permette di abbassare il punto 6, quindi anche il 7, aumentando q0, oltre ad alzare il punto 8 di uscita dall’evaporazione, causando un aumento di qa, a parità di qw. Si conclude che il sottoraffreddatore comporta un miglioramento delle prestazioni sia come pompa di calore, sia come macchina di refrigerazione.
2.2.4 Le perdite del ciclo reale
Si elencano di seguito le varie perdite che si hanno nelle macchine reali: Scambio termico interno incompleto
Per aumentare le prestazioni della macchina si compiono vari scambi termici interni al ciclo. Si sono già esaminati lo scambiatore delle soluzioni e il sottoraffreddatore, ma i recuperi di calore possono essere fatti anche tramite dei ricircoli della soluzione a scopi rigenerativi (ad esempio in Figura 2.10 (b) si ha il ricircolo della condensa rimasta all’evaporatore). Gli scambiatori reali, poiché hanno una superficie finita, necessitano di una differenza di temperatura tra i fluidi, con valori indicativi fra 4 K e 8 K per scambi liquido-liquido e fra 8 K e 15 K per liquido-gas e gas-gas [7].
Assorbimento incompleto
Nell’assorbimento ideale si ha un susseguirsi di stati di equilibrio che permettono il com-pletamento del processo ad una pressione pe costante, pari a quella che vige durante l’e-vaporazione. Nel processo reale le perdite di carico fanno sì che nell’assorbitore i vapori di refrigerante hanno una pressione parziale minore rispetto all’evaporatore (minore anche rispetto a quella misurabile con un manometro nell’assorbitore stesso a causa degli incon-densabili). Per di più il processo di assorbimento reale implica sia una migrazione di massa del refrigerante in soluzione sia uno smaltimento di calore verso l’esterno. Al contrario del comportamento ipotizzato nel ciclo ideale, la superficie di scambio di massa è finita, dunque il completamento della migrazione delle molecole di refrigerante necessita di un gradiente di pressione finito, in completa analogia con lo scambio termico. Per completare l’assor-bimento si necessita di abbassare la pressione della soluzione, tramite uno smaltimento di calore aggiuntivo di sottorafreddamento oltre a quello di condensazione e di diluizione (Figura 2.14 (a)). Il processo inizia con una pressione parziale della soluzione minore di quella ideale (nel grafico rappresentato dal punto 5’, 5”, 5”’), si ha un forte assorbimento iniziale e la pressione parziale si avvicina a quella teorice pa. Il processo si completa gra-zie al sottoraffreddamento che comporta una nuova diminuzione della pressione parziale.
L’andamento della curva di assorbimento dipende molto dalle condizioni di funzionamen-to e varia di caso in caso. Le conseguenze dell’assorbimenfunzionamen-to incomplefunzionamen-to sono, oltre al già citato abbassamento delle temperature in gioco e aumento del calore smaltito, anche un aumento del fattore di circolazione e conseguentemente del calore da fornire al generatore: sotto diversi aspetti le irreversibilità date da questo fenomeno causano un abbassamento del coefficiente di prestazione.
(a) Assorbimento incompleto (b) Evaporazione incompleta
Figura 2.14: Caratteristiche delle macchine reali [7]
Evaporazione incompleta
Con una miscela ideale si ha nel processo di generazione una separazione perfetta del refrigerante, che evapora e condensa a temperatura costante, esattamente come in una macchina a compressione. Se però anche la sostanza assorbente ha una propria tensione di vapore (come nel caso di macchine NH3− H2O con refrigerante ammoniaca e assorben-te acqua), dal generatore si otassorben-tengono vapori di miscela con una percentuale di sostanza assorbente. Quindi l’evaporazione avviene a temperatura crescente, che deve rimanere co-munque minore della temperatura Tedel ciclo ideale. Definendo una temperatura di inizio evaporazione reale TeI < Te, caratterizzata dall’evaporazione del componente più volatile, e di fine evaporazione a TeF = Te, si ha nell’evaporatore una pressione minore di quella ideale (pe∗ < pe come rappresentato in Figura2.14(b)). Durante il processo di evaporazio-ne, il residuo di sostanza assorbente non evapora, trattenendo una parte di refrigerante, di fatto perduta ai fini dello scambio di calore. Anche in Figura2.14si coglie che il fenomeno causa un abbassamento della concentrazione della soluzione ricca ξ40 e un aumento del
fattore di circolazione che abbassa le prestazioni della macchina. É possibile compensare parzialmente l’effetto negativo delle gocce di acqua nell’evaporatore tramite un più forte sottoraffreddamento del refrigerante liquido in uscita dal condensatore.
Rettificazione incompleta
Si è già specificato che nel ciclo ideale si considera una sostanza assorbente senza una pro-pria tensione di vapore. Per di più la tensione dell’assorbente è tanto più elevata quanto sono vicini i punti di ebollizione delle due sostanze. Il fenomeno è trascurabile quando la differenza è superiore di 200 ÷ 300 K, ma nel caso di acqua e ammoniaca si ha un valore di circa 100 − (−33) = 133 K. Per aumentare la concentrazione di refrigerante nei vapori in uscita dal generatore, è necessario un processo di rettificazione. Di seguito al genera-tore si pone il rettificagenera-tore, cioè un condensagenera-tore a riflusso dove, grazie ad un adeguato ricircolo della soluzione fredda, ad esempio in uscita dall’assorbitore, si ha una parziale condensazione dei vapori. La condensa rifluisce nel generatore permettendo un aumento della concentrazione di ammoniaca nella soluzione gassosa in uscita del generatore. Questo riflusso, se da una parte migliora la qualità dei vapori dell’evaporatore, dall’altra causa una perdita intrinseca di refrigerante intrappolato e conseguentemente del calore utilizzato per l’evaporazione nel generatore. Si deve ricercare un ottimo tra una rettificazione più possibile completa e un basso rapporto di riflusso.
Scambio termico irreversibile
Gli scambi termici reali con le sorgenti esterne non hanno efficienze unitarie, dunque si devono considerare delle differenze finite di temperature con le sorgenti esterne. Si hanno anche delle perdite di calore involontarie con l’ambiente esterno, sopratutto negli elementi più caldi della macchina, per convezione e irraggiamento. Queste ultime perdite dipen-dono fortemente dall’isolamento delle parti calde della macchina e delle tubazioni, oltre che dalla collocazione della macchina stessa (al chiuso o all’aperto). Negli impianti di-rettamente alimentati a combustibile, si hanno perdite di calore anche per combustione incompleta, irraggiamento e calore sensibile dei fumi (legato a fattori quali l’eccesso d’aria e la temperatura, che influenzano anche il necessario tiraggio dei fumi stessi).
Perdite di carico
Le perdite di attrito delle portate che scorrono nei condotti e negli apparecchi causano delle differenze di pressione tra i vari punti della macchina. Ad esempio nel ciclo reale si hanno pressioni al condensatore minori rispetto al generatore, in analogia anche nell’assorbitore si hanno pressioni minori rispetto all’evaporatore. Quest’ultimo effetto può essere anche tutt’altro che trascurabile, infatti a parità di temperatura di fine assorbimento, una dimi-nuzione di pressione causa un abbassamento della concentrazione del refrigerante, con un conseguente aumento negativo del fattore di circolazione. Le perdite per attrito causano anche un aumento del consumo della pompa di circolazione. Si ricorda anche che negli apparecchi di scambio termico si possono avere ragguardevoli cadute di pressione, causate da un aumento di velocità della corrente per un miglioramento dei coefficienti di scambio termico.
Presenza di incondensabili
Si può avere all’interno della macchina la presenza, non sempre prevista, di gas incondensa-bili, che ostacolano gli scambi termici e di massa causando perdite di calore all’evaporatore e riducendo l’ampiezza di degasaggio. La presenza indesiderata di incondensabili può av-venire per infiltrazioni di aria a causa di apparecchiature non ermetiche in depressione o processi chimici di decomposizione.
Si può esaminare dunque il ciclo reale che tiene conto di tutti gli effetti sopra descritti. Il ciclo 1*,2*,3*,4*,5*,6* rappresenta quello reale, mentre il ciclo 1,2,3,4,5,6 è il riferimento ideale (Figura2.15).
Figura 2.15: Ciclo reale (linea nera) e ideale (linea rossa) della GAHP [7]
Le differenze grafiche tra i punti ideali e reali sono volutamente esagerati per esaminare le varie perdite. La rettificazione incompleta provoca una ξ2∗ < 1, che però si discosta dal
punto ideale in maniera appena percettibile. Si può concludere che l’effetto più evidente è l’avvicinamento nel ciclo reale delle concentrazioni di soluzione ricca e povera (|ξr− ξp| < |ξrt− ξpt|), che causa per i motivi già discussi un aumento del fattore di circolazione e una diminuzione dei coefficienti di prestazioni.
2.2.5 Caratteristiche delle miscele refrigerante/assorbente
Le coppie di fluidi devono avere determinate caratteristiche per il buon funzionamento e la realizzabilità economica, oltre che per effettiva sussistenza del ciclo stesso. Si deve garantire il buon funzionamento della macchina anche considerando le possibile variazioni delle caratteristiche esterne che danno un range possibile di scostamento di pressioni e
temperature rispetto le condizioni di progetto. In tutte i possibili punti di funzionamento si deve evitare la cristallizzazione, cioè la formazione di fase solida che può portare all’arresto della circolazione del fluido e spegnimento della macchina. Si deve mantenere una congrua differenza di volatilità, così da non eccedere nella richiesta di energia termica per la generazione o rettificazione. É necessaria anche una forte affinità tra le sostanze, così da diminuire la portata necessaria di fluido assorbente, con conseguenti minor consumi di pompaggio e minori perdite di calore sensibile. D’altra parte, un’elevata affinità causa un forte calore di diluizione, che provoca un aumento di calore da fornire al generatore, con possibile peggioramento dei coefficienti di prestazione. Le pressioni del ciclo non devono essere troppo elevate, così da limitare i costi d’impianto e i consumi delle pompe. Anche pressioni troppo basse richiedono grandi volumi e tenute raffinate. La stabilità chimica in tutta la vita utile e in tutti i punti di funzionamento deve essere inseguita,evitando fenomeni di dissociazioni tra le sostanze della miscela e reazioni con i materiali strutturali della macchina. I fluidi devono naturalmente essere atossici e non infiammabili. Sono molteplici le proprietà fisiche influenti nel processo di assorbimento: una bassa viscosità favorisce gli scambi termici, di massa e abbassa i consumi delle pompe; una bassa tensione superficiale e alta diffusività termica favoriscono anch’essi gli scambi termici. Un basso peso molecolare comporta vantaggi di minor viscosità, calore specifico e rischio di decomposizione, ma aumenta le difficoltà di separazione. Un alto calore latente permette una vantaggiosa minimizzazione delle portate di refrigerante, ma ostacola i processi di assorbimento e rigenerazione. Un elevato calore di diluizione influenza la distillazione e l’assorbimento, peggiorando le prestazioni della macchina. Miscela acqua-ammoniaca
Tante miscele sono state e sono tutt’ora in fase di sperimentazione, poiché nessuna fino ad ora rispetta a pieno le caratteristiche cercate e si insegue sempre un migliore compromesso. Le macchine che hanno trovato maggior applicazione pratica e commerciale sono quelle con miscele di Bromuro di Litio-Acqua e soprattutto Acqua-ammoniaca. Dato che le macchi-ne esaminate in questo elaborato sfruttano la coppia H2O − N H3, risulta necessario un accenno alle caratteristiche di questa miscela (rappresentando i diagrammi caratteristici in Figura2.16). I vantaggi principali dell’uso dell’ammoniaca rispetto il Bromuro di Litio sono la mancanza del rischi di cristallizzazione, che facilita il controllo del ciclo, e i minori problemi di corrosione. Con H2O − N H3 si può ottenere un range di temperature molto elevate con buone prestazioni: temperature della sorgente fredda anche dell’ordine di -20 ℃ e della sorgente calda fino a superare 60 ℃ (ad esempio utili el caso di riscaldamento con terminali tradizionali, classico caso del retrofitting degli edifici, o produzione di acqua calda sanitaria). Gli svantaggi sono il basso rapporto di volatilità ( che in macchine molto gran-di può portare alla necessità gran-di una vera e propria gran-distillazione frazionata, mentre risulta insufficiente la rettificazione), le elevate pressioni di lavoro (fino a 20 bar) e la tossicità dell’ammoniaca, che richiede un certo grado di ermeticità delle pareti della macchina.
Figura 2.16: Diagrammi della miscela acqua ammoniaca [7]
2.2.6 Possibilita di sviluppo e caratteristiche del ciclo GAX
Rispetto al ciclo monostadio, diverse modifiche sono state e sono tutt’ora studiare per migliorare le prestazioni degli impianti senza eccedere nella complessità della macchina. L’esempio più classico è la macchina a doppio effetto. In letteratura si trovano vari lay-out, che si differenziano dai diversi spillamenti e ricircoli possibili. Il ciclo a doppio effetto (Figura2.17) è caratterizzato da tre livelli di pressione e due generatori. Il secondo gene-ratore sfrutta i vapori del primo, aumentando la portata di vapore prodotto e aumentando i valori dei coefficienti di prestazione rispetto al ciclo a semplice effetto.
Tra le varie soluzione tecnologiche possibili, si vuole porre l’attenzione su quella adotta-ta dall’industria Robur Co., caratteristica della macchina esaminaadotta-ta da questo elaborato: il ciclo GAX, Generator Absorber heat Exchanger. L’obiettivo del ciclo GAX, rappresentato in Figura 2.18, è quello di sfruttare al massimo la sovrapposizione delle temperature e i possibili recuperi termici tra i vari flussi disponibili, così da diminuire l’input energetico da fornire e mantenere al contempo i soliti due livelli di pressione. Si sfrutta il flusso in uscita dall’assorbitore per prelevare il calore al rettificatore (tratto GH) e nella prima zona dell’assorbitore stesso (tratto FG), chiamato preassorbitore. Nel preassorbitore i vapori di refrigerante vanno a contatto in flusso controcorrente con la soluzione povera atomizzata da opportuni getti, si ha una forte generazione di calore per la condensazione e la
dilui-(a) Schema a blocchi (b) Esempio di macchina commerciale
Figura 2.17: Macchina a doppio effetto (la linea rossa è il flusso di solo refrigerante) [5] zione. In questo modo al generatore non è necessario fornire il calore per il passaggio della soluzione dal punto F al punto A, ma solamente da H ad A, con un miglioramento del rendimento complessivo.
Figura 2.18: Ciclo GAX [4]
Si può esaminare la struttura della macchina in Figura 2.19, che rappresenta la pom-pa di calore in commercio della Robur, pompom-pa di calore ad assorbimento reversibile con scambiatori acqua-acqua sia per la sorgente calda che per la fredda.
Si possono riscontrare molte delle caratteristiche già esaminate in precedenza. A sini-stra c’è il generatore, caratterizzato dal bruciatore a fiamma diretta a contatto sulle pareti alettate. I vapori attraversano il rettificatore, dove condensa il liquido ricco della sostan-za assorbente che rifluisce nel generatore. I vapori entrano nel condensatore producendo il primo effetto utile al circuito dell’acqua calda. Il sottoraffreddatore è uno scambiatore
Figura 2.19: Schema di una pompa di calore ad assorbimento acqua-acqua [31] tubo-tubo controcorrente, dopo la valvola di laminazione il liquido entra nell’evaporatore sottraendo calore alla sorgente fredda. I vapori di ammoniaca, dopo aver attraversato di nuovo il sottoraffreddatore, devono ritornare liquidi nel processo di assorbimento, che si compie in due parti della macchina. Nel rigeneratore avviene il contatto tra refrigerante e soluzione povera, si ha un forte sviluppo di energia termica che in buona parte viene assorbita dalla soluzione ricca prima di entrare nel generatore. Tecnologicamente questo scambio si attua con un serpentino interno al contenitore, in cui la soluzione ricca sfrutta l’ampio range di temperatura che si sviluppa nel processo. (da questo elemento prende il nome il ciclo Gas Adsorber heat Exchenger). L’assorbimento si completa nello scambiato-re con l’acqua del circuito idronico, fornendo il secondo input termico utile. La soluzione ricca di refrigerante liquido viene portata in pressione da una pompa a membrana, prima di compiere i già citati recuperi nel rettificatore e nel serpentino interno all’assorbitore. La macchina utilizza gas naturale per il proprio funzionamento, c’è anche un piccolo as-sorbimento elettrico per il funzionamento della pompa e dei vari ausiliari, che si attesta a 0.45 kW per le pompe di calore acqua-acqua e 0.9 kW per quelle aria-acqua. La macchina appena esaminata è reversibile, può fornire sia effetto utile di riscaldamento che di raffresca-mento, anche se sono impianti che risultano energeticamente e economicamente vantaggiosi con un carico prevalentemente invernale e climi freddi. La Robur ha commercializzato an-che due modelli di pompe di calore aria-acqua an-che si differenziano dal funzionamento o solo invernale o reversibile.
Figura 2.20: Schema di una pompa di calore ad assorbimento aria-acqua reversibile [30] In Figura2.20si può esaminare lo schema di una macchina aria-aria reversibile, in cui si colgono varie differenze rispetto la macchina precedentemente analizzata. C’è una batteria evaporante alettata posta tutta intorno alla macchina, necessaria per scambiare con un flusso d’aria, opportunamente convogliata da un ventilatore. C’è una valvola di defrosting che, in caso di necessità, devia una parte del flusso caldo in entrata nel condensatore per sciogliere il ghiaccio che si forma sulle alette dell’evaporatore. Infine una valvola di inversio-ne permette il funzionamento estivo portando i vapori di refrigerante inversio-nello scambiatore con l’acqua e utilizzando la batteria alettata per smaltire calore del condensatore e assorbitore.
(a) Interno di una GAHP (b) GAHP aria-acqua
Figura 2.21: Esempio di macchina commerciale GAHP Robur [29]
In Figura2.21si vede la fotografia di una pompa di calore aria-acqua commercializzata da 35 kWtermici.
2.2.7 Caratteristiche delle pompe di calore ad assorbimento
1. Non richiede particolari oneri per impegno di potenza elettrica.
Una pompa di calore a compressione da 40 kWtpuò assorbire oltre 10 kWe, richieden-do oneri contrattuali non trascurabili e possibili difficoltà anche per la disponibilità di potenza elettrica a livello regionale. Le GAHP necessitano di un assorbimento di elettricità modesta, da 400 W per le macchine acqua-acqua, fino a 900 W per le aria-acqua, evitando questi problemi.
2. In funzionamento invernale hanno prestazioni competitive in termini di energia primaria rispetto le pompe di calore elettriche.
Per definire le prestazioni delle pompe di calore ad assorbimento si utilizza il GUE, Gas utilizationn efficiency , definito come il rapporto tra la potenza termica utile (generalmente potenza ceduta alla sorgente calda in stagione invernale) e l’input ter-mico ottenuto dalla combustione del metano. Per considerare anche l’assorbimento elettrico della macchina, si può considerare il PER, Primary Energy Ratio, rappor-to tra l’energia termica utile e l’energia termica in ingresso, pari alla somma del consumo di gas naturale e dell’elettricità, quest’ultimo moltiplicato per il fattore di trasformazione (pari a fel = 2.5, corrispondente a un rendimento complessivo della rete elettrica del 40 %).
GU E = Qth Qmet
; P ER = Qth Qmet+ Pel· fel
. (2.7)
Si può definire il rapporto di energia primaria anche per le pompe di calore a com-pressione2 (EHP, Electric Heat Pump), che utilizzando lo stesso fattore di
trasforma-zione e considerando che in ingresso si ha solo energia elettrica, si può definire come P ER = COP/fel.
(a) COP e GUE (CR=100%) [29] [33] (b) PER (CR=100%) [29][33]
Figura 2.22: Prestazioni di pompe di calore aria-acqua elettriche e ad assorbimento
2Nelle specifiche tecniche erano dichiarati solamente i valori di COP al massimo carico con temperature
esterne di -20, -10, -7, 0, 2, 7, 10, 15 ℃. Per estendere i valori alle temperature intermedie si è utilizzata la procedura della UNI 11000-300 parte 4, sfruttando l’interpolazione del rendimento di secondo principio [21]. Al contrario i GUE delle macchine ad assorbimento nel catalogo sono già dichiarate per ogni grado.
In Figura 2.22 si osservano gli andamenti dei due coefficienti per EHP e GAHP ae-rotermiche di potenza massima intorno ai 40kWth, in funzione della temperatura esterna, in condizione di carico massimo, e per due diverse temperature di mandata agli utilizzatori. Si possono immediatamente cogliere una peculiarità delle macchine ad assorbimento: i rendimenti risentono in maniera minore della variazione della tem-peratura delle due sorgenti. Per fare un confronto tra le GAHP e EHP, si analizzano i PER delle due macchine prese in esame. Per prima cosa, con temperature alte degli utilizzatori (in Figura2.22 si considerano 60 ℃) solo le macchine a metano possono essere utilizzate, perché, ammesso che le pompe di calore elettriche arrivino a tali livelli di temperatura, hanno prestazioni molto penalizzanti. Inoltre le curve delle GAHP hanno una pendenza minore rispetto quelle delle macchine elettriche, quindi la convenienza deve essere esaminata di caso in caso. Si evince che con climi rigidi e temperature esterne mediamente basse, considerando che i costi di installazione tra i due impianti sono confrontabili, le GAHP possono risultare convenienti (precisamen-te, nell’esempio in Figura2.22si ha convenienza delle macchine ad assorbimento con temperature minori di 6 ℃).
Figura 2.23: Prestazioni delle macchine GAHP acqua-acqua (CR=100%) [29] In Figura2.23, si può osservare il comportamento di una GAHP idrotermica. I coeffi-cienti di prestazione migliorano rispetto la macchina ad aria e la dipendenza rispetto la temperatura dell’acqua di ingresso all’evaporatore è diminuita.
3. La richiesta energetica della sorgente fredda è bassa.
Considerando un valore di GUE di 1.6, ogni chilowatt di calore fornito all’utenza necessita di 0.625 kW fornita dal combustibile e 0.375 kW sottratto dalla sorgente fredda. Con una buona pompa di calore elettrica con COP di 4, per ogni kW di potenza termica, il calore fornito dalla sorgente fredda è pari a 0.75 kW, quasi il doppio. Consapevoli del fatto che la sorgente fredda è tutt’altro che gratuita, il van-taggio è elevato per qualsiasi sorgente sia per i costi di investimento che di esercizio. Ad esempio, con macchine aerotermiche e idrotermiche, è evidente un risparmio sui consumi degli ausiliari, ventilatori e pompe. Per le pompe di calore geotermiche si
può risparmiare il 40 % di scambiatori a terra, con minori costi, minori tempi di ritorno e minori sollecitazioni termiche del terreno.
4. Le prestazioni risentono poco della temperatura della sorgente fredda. Dalla Figura 2.22 si osserva che le tutte le curve caratteristiche delle macchine ad assorbimento sono poco pendenti rispetto quelle delle macchine a compressione. La minore sensibilità alle temperature esterne rende le macchine ad assorbimento adatte a climi rigidi rispetto a pompe di calore elettriche che abbassano significativamente le prestazioni.
5. Le prestazioni nel funzionamento estivo sono scadenti.
Le prestazioni estive sono molto penalizzanti, rispetto le pompe di calore a compres-sione. Il ciclo GAX permette dei GUE estivi di 0.71 (che comunque è un miglio-ramento rispetto ai rendimenti del macchine a ciclo semplice di circa 0.5). Dunque indicativamente pompe di calore a compressione con EER superiori a 1.75 risultano in un’analisi di energia primaria migliori rispetto alle GAHP. Questo è il motivo prin-cipale per cui le macchine GAHP sono convenienti in situazioni in cui il fabbisogno invernale è unico o preponderante rispetto alla refrigerazione estiva.
6. I livelli di temperatura raggiungibili sono elevati.
Dalla Figura 2.22si evince che le GAHP possono essere convenienti in operazioni di retrofitting, riuscendo a mantenere GUE interessanti con temperature di mandata adatte a utilizzatori tradizionali (come radiatori classici). Al contrario le macchine a compressione generalmente non possono lavorare a tali condizioni di mandata agli ambienti da riscaldare. Le EHP generalmente non riescono a superare le temperature utili di 55 ℃. Le GAHP non hanno neanche problemi per la produzione di acqua calda sanitaria, dal punto di vista di livelli di temperatura, tempi di produzione e dimensionamento degli scambiatori di calore. Le pompe di calore a compressione hanno grosse difficoltà per il raggiungimento delle temperature necessarie all’ACS, possibili solo tramite il recupero sul desurriscaldatore, che richiede dimensionamenti ampi e tempi lunghi.
7. Si ha un numero ridotto delle parti in movimento.
La macchina GAHP è sostanzialmente un insieme ordinato di scambiatori, dunque una macchina di tipo statico, con la pompa delle soluzioni come unica parte in movi-mento. Sono macchine ermetiche e completamente sigillate, senza problemi di perdite di refrigerante (non è necessario alcun rimbocco del refrigerante durante la vita utile). 8. Il confronto economico rispetto alle macchine a compressione è difficile.
