L’impatto dei nuovi refrigeranti sulle prestazioni degli impianti frigoriferi

intro_04Pubblichiamo un interessante documento prodotto da Asercom contenente le raccomandazioni rivolte a professionisti e a costruttori/installatori di sistemi per la refrigerazione industriale, commerciale e domestica. In seguito al regolamento UE 517/2014 (F-gas), i futuri refrigeranti sintetici con un basso potenziale di riscaldamento globale saranno, in larga misura, miscele non azeotropiche con un significativo glide di temperatura (alcune con un glide superiore a 6 K). La temperatura di questi refrigeranti cambia durante il processodi evaporazione e di condensazione a pressione costante. Diversi studi di confronto delle prestazioni di diversi refrigeranti sono stati pubblicati, ma poiché questi studi fanno riferimento alla temperatura media, una evidente correlazione fra il punto medio e la pressione non può essere facilmente determinata. Lo scopo di queste linee guida è offrire una panoramica del rapporto tra la temperatura di rugiada e la temperatura media per le miscele non azeotropiche, evidenziando la differenza nelle prestazioni e fornire raccomandazioni per la conversione delle prestazioni del compressore, regolate dalle norme esistenti, in prestazioni alla temperatura media. In questo modo si eviteranno equivoci ed errate interpretazioni dei risultati.

  1. Classificazione delle miscele di refrigerante

Le miscele di refrigerante sono miscele di due (binarie) o più fluidi refrigeranti puri. Le miscele di refrigerante possono essere suddivise in:

  1. Miscele di refrigerante azeotropiche
  2. Miscele di refrigerante quasi azeotropiche
  3. Miscele di refrigerante non azeotropiche, note anche come miscele zeotropiche

Le miscele quasi azeotropiche sono miscele con piccole variazioni di temperatura durante il cambiamento di stato e una piccola differenza nella composizione in fase liquida e di vapore, se in stato di equilibrio. I refrigeranti R404A e R410A, ampiamente utilizzati, appartengono a questa classe.

a) Miscele azeotropiche

Le miscele azeotropiche (refrigerante) sono generalmente binarie e si comportano come un fluido puro, cioè condensano a pressione costante ed evaporano a temperatura costante, e la composizione della miscela allo stato di vapore e liquido è praticamente uguale. In un ciclo di refrigerazione, illustrato nel diagramma p-h (figura

1), il compressore aumenta le pressioni, dalla pressione di evaporazione alla pressione di condensazione. L’evaporazione e la condensazione hanno luogo a una pressione costante durante il cambiamento di stato. Una singola temperatura definisce la pressione di evaporazione o la pressione di condensazione.
image

b) Miscele non azeotropiche

Le miscele non azeotropiche (refrigerante), note anche come miscele zeotropiche, presentano una variazione di temperatura significativa durante un cambiamento di stato a pressione costante, quali la condensazione e l’evaporazione. Inoltre, se in equilibrio, la composizione allo stato di vapore e allo stato liquido sarà diversa. Il termine “glide” (scorrimento) è ampiamente utilizzato per descrivere la variazione di
temperatura durante il processo di evaporazione e condensazione.
La figura 2 mostra un diagramma p-h che rappresenta il ciclo di refrigerazione con una miscela non azeotropica. La pressione di condensazione p2 e la pressione di
evaporazione p1 sono considerate costanti per tutta la durata del cambiamento di stato. Le linee della temperatura costante sono in pendenza, come illustrato nella figura. La temperatura di avvio della condensazione è detta punto di rugiada, indicata qui come t2d. Con il progredire della condensazione, la temperatura scende a t2f
punto di bolla). Durante il processo di evaporazione, la temperatura cambia dalla temperatura di ingresso nell’evaporatore t1e alla temperatura di rugiada t1d. Il surriscaldamento ha luogo al termine dell’evaporazione, con innalzamento della temperatura a t1 (temperatura di aspirazione all’ingresso del compressore). I compressori sono classificati in base a questo ciclo, con le pressioni di evaporazione
e di condensazione espresse come le temperature del punto di rugiada.

image (1)

Sorge quindi una questione ben precisa: quale temperatura durante ciascun cambiamento di stato deve essere utilizzata per definire le temperature di evaporazione e di condensazione? Una temperatura media può essere definita per scopi di analisi per rappresentare le effettive prestazioni dell’impianto o per confrontare miscele con refrigeranti puri. Gli standard per i compressori utilizzano in genere le temperature del punto di rugiada perché consentono una chiara correlazione tra pressioni e temperature.

2. Dichiarazione delle prestazioni

a) Protocollo del punto di rugiada

Le temperature di evaporazione e di condensazione sono definite come le
temperature di rugiada t1d e t2d, come riportato nella figura 2. Una singola
temperatura definisce ora la pressione di ingresso (evaporazione) del compressore, la quale non dipende dal processo di condensazione. La definizione del surriscaldamento viene facilmente calcolata come differenza tra la temperatura di aspirazione e la temperatura di evaporazione del compressore. Il sottoraffreddamento liquido è però ancora calcolato in funzione del punto di bolla.

b) Protocollo del punto medio

La temperatura di condensazione può essere definita come la media aritmetica delle temperature del punto di rugiada t2d e di bolla t2f, e la temperatura di evaporazione può essere altresì definita come la media aritmetica di t1e e t1d.
Per la condensazione, a una determinata pressione di mandata, la temperatura del punto di rugiada t2d e la temperatura di bolla t2f sono fisse e quindi la temperatura media dipende solo dalla pressione. Pertanto, un riferimento può essere facilmente calcolato per la temperatura media: t2m = (t 2f + t2d) / 2.
La temperatura di evaporazione media t1m è la temperatura media tra la temperatura di ingresso nell’evaporatore t1e e la temperatura del vapore saturo t1d: t1m = (t 1e + t1d)/ 2.
La temperatura di ingresso dell’evaporatore, e quindi la temperatura di evaporazione media, cambiano con la pressione di condensazione, come illustrato nella figura 3.
Analogamente, le temperatura di evaporazione media dipende anche dal grado di sottoraffreddamento. La misurazione della pressione di evaporazione non è quindi più sufficiente per definire la temperatura di evaporazione media e t1e è espressa in funzione della pressione di evaporazione, la pressione di condensazione e il sottoraffreddamento t1e = f(p1, p2, sottoraffreddamento). Anche la definizione di surriscaldamento può essere erroneamente interpretata se si usano i dati di midpoint.
Il surriscaldamento è la differenza tra la temperatura all’ingresso di aspirazione del compressore, t1 e la temperatura (punto di rugiada) al termine del processo di evaporazione, t1d. Quando la temperatura di evaporazione è definita come temperatura media, la temperatura del punto di rugiada deve essere determinata prima di poter calcolare il surriscaldamento – t1d = t1e + 2(t1m – t1e). Ovviamente, la mancanza di correlazione tra la temperatura di evaporazione e la pressione di evaporazione rende questo approccio alquanto complicato.
Quindi, è evidente che qualsiasi prestazione correlata alla temperatura di mid-point potrebbe creare un equivoco nel caso di informazioni insufficienti.

image (3)

Quando si applica un ciclo economizzatore (Fig. 4), la temperatura media t’1m dipenderà dalla temperatura di uscita t10 del sottoraffreddatore del liquido dell’economizzatore. Quindi, la temperatura media cambierà con il
sottoraffreddamento alla stessa temperatura di evaporazione e di condensazione.
Pertanto, il riferimento a una temperatura media introduce un’ulteriore complicazione per l’applicazione con economizzatore.

image (4)

c) Prestazioni del compressore
Le dichiarazioni delle prestazioni del compressore in Europa e Nord America sono regolate rispettivamente dallo standard EN 12900 e dallo standard ARI 540. Le prestazioni dichiarate conformemente a questi standard devono comprendere la capacità frigorifera o il flusso di massa e la potenza assorbita, alle temperature del punto di rugiada, di evaporazione e di condensazione. L’equazione polinomiale riportata di seguito è utilizzata sia da EN 12900 sia da ARI 540 per generare le prestazioni del compressore:
X = C1 +C2 · (S) + C3 · D +C4 · (S2) + C5 · (S·D) + C6 · (D2) + C7 · (S3) + C8 (D·S2) +C9 · (S·D2) + C10 · (D3)dove:
X è la capacità frigorifera (solo EN 12900), potenza assorbita o flusso di massa,
S è la temperatura di evaporazione al punto di rugiada, aspirazione
D è la temperatura di condensazione al punto di rugiada, mandata
C è un coefficiente.

2) Confronto tra le prestazioni

La Figura 5 mostra un esempio della differenza tra la temperatura media e la temperatura del punto di rugiada per R407C. Dimostra come la temperatura di condensazione influenzi la temperatura di evaporazione media. Le 2 linee sonocalcolate a una temperatura di evaporazione (punto di rugiada) costante.

image (5)La Figura 6 illustra la variazione nelle prestazioni utilizzando i due approcci per un tipico compressore alternativo o scroll a una temperatura di evaporazione di -10 °C e a una temperatura di condensazione di 45 °C. Si può notare che la capacità è inferiore di circa il 5% per il riferimento della temperatura del punto di rugiada, con nessuna differenza significativa nel COP. Il progettista del sistema potrà interpretare correttamente i dati facendo riferimento alla definizione appropriata, ma un osservatore casuale potrebbe concludere che il compressore offra meno capacità se vengono utilizzate le definizioni del punto di rugiada, anche se questo non è il caso.
image (6)

Raccomandazioni per l’utilizzo della temperatura di mid-point
Questo è il metodo consigliato per convertire le temperature di rugiada nelle temperature mid-point (medie). Consente di confrontare i dati delle prestazioni del compressore per i diversi refrigeranti.
Temperatura di condensazione media: t2m = (t2f + t2d) / 2
Sottoraffreddamento: Dtsub = t2f – t5
Temperatura di evaporazione media: t1m = (t1e + t1d) / 2
Surriscaldamento gas all’ingresso del compressore tsh = (t1 – t1d)
La conversione di temperatura sopra offre molto di più di un confronto
approssimativo dei dati relativi alle prestazioni del compressore.
image (7)

Nomenclatura
1 : ingresso compressore
2 : uscita compressore
d: temp. rugiada
m: temp. media
f: fluido
2f: refrigerante liquido al punto di bolla corrispondente alla pressione di mandata del
compressore
5: fluido refrigerante all’ingresso del dispositivo di espansione
7: pressione intermedia (economizzatore)
10: uscita liquido economizzatore
t1: temperatura del gas refrigerante all’ingresso del compressore
t1d: temperatura di rugiada alla pressione di aspirazione
t2d: temperatura di rugiada alla pressione di mandata
t1m: temperatura media alla pressione di aspirazione
t2m: temperatura media alla pressione di mandata
t1e: temperatura refrigerante all’ingresso dell’evaporatore
image (8)

 

2 pensieri su “L’impatto dei nuovi refrigeranti sulle prestazioni degli impianti frigoriferi

  1. Mi scusi ho una pompa di calore aria acqua con gas r404a. Potrei sostituire I col 407 Essen do forse migliore?la pompa col 404 ha delle prestazioni pessimi sui 3-4° esterni. Potete aiutarmi?

Rispondi

Inserisci i tuoi dati qui sotto o clicca su un'icona per effettuare l'accesso:

Logo WordPress.com

Stai commentando usando il tuo account WordPress.com. Chiudi sessione /  Modifica )

Google+ photo

Stai commentando usando il tuo account Google+. Chiudi sessione /  Modifica )

Foto Twitter

Stai commentando usando il tuo account Twitter. Chiudi sessione /  Modifica )

Foto di Facebook

Stai commentando usando il tuo account Facebook. Chiudi sessione /  Modifica )

Connessione a %s...