verticale

Analisi sperimentale e modellizzazione di circuiti frigoriferi con compressore ad inverter

In questo lavoro si espone un confronto fra due tipologie d'impianti di refrigerazione destinati alle superfici commerciali. Il primo sistema riguarda un impianto centralizzato con condensatore remoto raffreddato ad aria e con le classiche linee di refrigerante (linea in alta pressione del liquido, linea in bassa pressione del vapore surriscaldato) sviluppate in lunghezza nell’area di vendita dei prodotti. L'impianto è a R404A. Il secondo sistema è un banco frigorifero con un compressore a bordo dotato di motore brushless e utilizzante R404A. Questo sistema è raffreddato ad acqua con un gruppo idraulico centralizzato.Tale tipologia di circuito permette un interessante risparmio energetico, poiché adotta la temperatura di evaporazione flottante, determinata in valore dal setpoint della lama d’aria, della frequenza di rotazione del compressore e dalla temperatura di condensazione. .

Scarica il PDF Scarica il PDF
Aggiungi ai preferiti Aggiungi ai preferiti


Articoli tecnico scientifici o articoli contenenti case history
Tesi di Dottorato di Ricerca in Ingegneria Industriale, Padova 2010

Pubblicato
da Martina Gambini
VerticaleSegui aziendaSegui




Settori: 

Parole chiave: 


Estratto del testo
i   
Sede Amministrativa: Università degli Studi di Padova 
Dipartimento di Fisica Tecnica SCUOLA DI DOTTORATO DI RICERCA IN : INGEGNERIA INDUSTRIALE INDIRIZZO: FISICA TECNICA CICLO XXII ANALISI SPERIMENTALE E MODELLIZZAZIONE DI CIRCUITI FRIGORIFERI CON COMPRESSORE AD INVERTER  IMPIEGATI NELLA REFRIGERAZIONE COMMERCIALE Direttore della Scuola : Ch.mo Prof. Paolo Bariani Coordinatore d''indirizzo: Ch.mo Prof. Luisa Rossetto Supervisore :Ch.mo Prof. Renato Lazzarin Dottorando: Daniele Nardotto ii    iii    ABSTRACT  This report explains a comparison between two possible commercial refrigeration systems. The first system 
considers  a  display  cabinet  flooded  and  refrigerated  by  a  traditional  centralized  plant  with  a  remote  air 
cooled  roof  top  condenser  and  a  refrigerant  distribution  pipe  network  (high  pressure  liquid  lines,  low 
pressure  vapor  lines).  The  plant  utilizes  R404A  refrigerant.  The  second  system  is  composed  by  a  display 
cabinet equipped with an on board inverter DC'compressor for R404A. This system is water condensed by a 
centralized hydraulic system with a roof top water'air heat exchanger.  Adopting inverter DC'compressor enables an appreciable energy saving, because the system is designed for 
allowing  a  floating  refrigerant  evaporation  temperature,  in  function  of  some  parameters  as:  air  curtain 
temperature, compressor speed and refrigerant condensation temperature. Moreover, the system uses an 
electronic  expansion  valve,  too.  The  vapor  superheating  in  the  compressor  suction  line  is  the  minimum 
value for the system stability in order to minimize the refrigerant side dry area in the evaporator coil.  This study is supported by an experimental work with two display cabinets tested in Carel Thermodynamics 
Laboratory.  This  data  acquisition  campaign  has  permitted  a  comparison  with  a  finite  element  model, 
developed in order to reproduce the refrigerant system behavior under frosting condition and for studying 
the compressor frequency effects in the refrigeration cycle.  The conclusions define some guideline for controlling the compressor, in order to minimize the electrical 
power consumption.  SOMMARIO  In questo lavoro si espone un confronto fra due tipologie d''impianti di refrigerazione destinati alle superfici 
commerciali. Il primo sistema riguarda un impianto centralizzato con condensatore remoto raffreddato ad 
aria e con le classiche linee di refrigerante (linea in alta pressione del liquido, linea in bassa pressione del 
vapore  surriscaldato)  sviluppate  in  lunghezza  nell''area  di  vendita  dei  prodotti.  L''impianto  è  a  R404A.  Il 
secondo  sistema  è  un  banco  frigorifero  con  un  compressore  a  bordo  dotato  di  motore  brushless  e 
utilizzante R404A. Questo sistema è raffreddato ad acqua con un gruppo idraulico centralizzato.  Tale  tipologia  di  circuito  permette  un  interessante  risparmio  energetico,  poiché  adotta  la  temperatura  di 
evaporazione  flottante,  determinata  in  valore  dal  setpoint  della  lama  d''aria,  della  frequenza  di  rotazione 
del compressore e dalla temperatura di condensazione. Il sistema è dotato di una valvola di espansione del 
refrigerante  a  retroazione  elettronica.  Il  compressore  in  tal  modo  è  in  grado  di  lavorare  con  un 
surriscaldamento minimo e stabile, utile a ottimizzare l''uso dell''evaporatore.  Questo  lavoro  è  basato  su  dati  sperimentali,  ottenuti  grazie  alle  prove  eseguite  presso  il  Laboratorio  di 
Termodinamica di Carel S.p.A.. Questa campagna di dati ha permesso il confronto con un modello ai volumi 
finiti,  sviluppato  per  riprodurre  in  comportamento  del  sistema  sotto  l''effetto  del  brinamento  e  utile  a 
studiare anche l''effetto sul circuito della frequenza del compressore.  Nella  parte  finale  di  questo  report  sono  date  alcune  direttive  per  controllare  il  ciclo  frigorifero  in  modo 
ottimale dal punto di vista energetico.  iv    v    SOMMARIO 
ABSTRACT .................................................................................................................................................................. iii  SOMMARIO ................................................................................................................................................................ iii  LISTA FIGURE ............................................................................................................................................................ vii  LISTA TABELLE ............................................................................................................................................................ ix  SIMBOLOGIA .............................................................................................................................................................. ix  1.  INTRODUZIONE ................................................................................................................................................. 1  1.1.  Obiettivi del lavoro ........................................................................................................................................ 1  2.  APPARATO SPERIMENTALE ............................................................................................................................... 4  2.1.  Introduzione .................................................................................................................................................. 4  2.2.  Camera climatica di prova ............................................................................................................................. 4  2.3.  Banchi frigoriferi ............................................................................................................................................ 5  2.4.  Circuiti frigoriferi ......................................................................................................................................... 12  2.5.  Compressore Hitachi DC'Inverter ............................................................................................................... 16  2.6.  Inviluppo del compressore e limiti di temperatura .................................................................................... 18  2.7.  Particolari costruttivi del compressore Hitachi DC'Inverter ....................................................................... 20  2.8.  Circuiti idraulici ........................................................................................................................................... 21  2.9.  Strumenti di misura ..................................................................................................................................... 23  2.10.  Strumenti di controllo ............................................................................................................................. 25  2.11.  Strumenti software di acquisizione dati ................................................................................................. 25  3.  PROVE SPERIMENTALI ..................................................................................................................................... 27  3.1.  Introduzione ................................................................................................................................................ 27  3.2.  Metodologia di confronto ........................................................................................................................... 27  3.3.  Confronti energetici .................................................................................................................................... 31  3.4.  Osservazioni sulla dinamica di regolazione delle valvole di espansione del refrigerante .......................... 40  3.5.  Osservazioni sulla dinamica di regolazione dell''iniezione di liquido in spirale del compressore scroll DC' Inverter .................................................................................................................................................................... 40  4.  IL SOFTWARE DI CONTROLLO DEL COMPRESSORE ......................................................................................... 41  4.1.  Introduzione ................................................................................................................................................ 41  4.2.  L''applicativo ................................................................................................................................................ 41  4.3.  Ipotesi e possibili relazioni fra la frequenza e il ritorno dell''olio ................................................................ 44  5.  MODELLAZIONE FISICA/NUMERICA DEI COMPONENTI FRIGORIFERI DEL CIRCUITO A BORDO  DELL''ESPOSITORE .................................................................................................................................................... 46  5.1.  Compressore ............................................................................................................................................... 46  5.1.1.  Introduzione ............................................................................................................................................ 46  5.1.2.  Coefficiente isentropico .......................................................................................................................... 47  5.1.3.  Coefficiente della politropica di compressione ...................................................................................... 47  vi    5.1.4.  Rendimento globale del sistema compressore/inverter ........................................................................ 48  5.1.5.  Rendimento volumetrico ........................................................................................................................ 48  5.1.6.  Modello del compressore ....................................................................................................................... 52  5.2.  Evaporatore ................................................................................................................................................. 61  5.2.1.  Introduzione ............................................................................................................................................ 61  5.2.2.  Modellizzazione della conformazione fluidodinamica del flusso di refrigerante ................................... 61  5.2.3.  Modellizzazione dei coefficienti di scambio del refrigerante ................................................................. 68  5.2.4.  Perdite di carico lato refrigerante ........................................................................................................... 70  5.2.5.  Modellizzazione dei coefficienti di scambio dell''aria ............................................................................. 72  5.2.6.  Perdite di carico lato aria ........................................................................................................................ 75  5.2.7.  Sistema ventilatore'batteria alettata...................................................................................................... 77  5.2.8.  Accrescimento della brina ....................................................................................................................... 77  5.2.9.  Efficienza delle alette .............................................................................................................................. 83  5.3.  Condensatore .............................................................................................................................................. 84  5.3.1.  Generalità ............................................................................................................................................... 84  5.3.2.  Coefficienti di scambio lato acqua .......................................................................................................... 85  5.3.3.  Coefficienti di scambio lato refrigerante ................................................................................................ 85  5.4.  Metodo di calcolo per la soluzione degli scambiatori ................................................................................. 86  5.4.1.  Generalità ............................................................................................................................................... 86  6.  VALIDAZIONE DEI MODELLI ............................................................................................................................. 88  6.1.  Introduzione ................................................................................................................................................ 88  6.2.  Formazione della brina: osservazione da Webcam .................................................................................... 88  6.3.  Formazione della brina: simulazioni software ............................................................................................ 91  6.4.  Andamento della crescita di brina: simulazioni software ........................................................................... 91  6.5.  Andamento delle temperature: simulazioni software ................................................................................ 94  6.6.  Andamento delle Potenze: simulazioni software ....................................................................................... 94  6.7.  Risposta del ventilatore: simulazioni software ........................................................................................... 96  7.  RISULTATI DELLA SIMULAZIONE NUMERICA ................................................................................................... 98  7.1.  Introduzione ................................................................................................................................................ 98  7.2.  Il metodo e i risultati ................................................................................................................................... 98  8.  CONCLUSIONI ................................................................................................................................................ 103  8.1.  Principali aspetti conclusivi ....................................................................................................................... 103  BIBLIOGRAFIA ........................................................................................................................................................ 104    vii    LISTA FIGURE 
Figura 2.2.1  Camera di test.  Figura 2.2.2  Camera di test e sistema di condizionamento. Figura 2.2.3  Sistema di condizionamento. Figura 2.3.1  Banco frigorifero.   Figura 2.3.2  Curve caratteristiche dei ventilatori. Figura 2.3.3  Profilo di velocità dell''aria del banco 1. Figura 2.3.4  Profilo di velocità dell''aria del banco 2. Figura 2.3.5  Caratteristiche dei nuovi ventilatori. Figura 2.3.6  Profilo di velocità dell''aria del banco 1. Figura 2.3.7  Profilo di velocità dell''aria del banco 2. Figura 2.3.8  Evaporatore con ventilatori originali. Figura 2.3.9  Valvola meccanica TXV. Figura 2.3.10  Posizioni per pacchi test. Figura 2.4.1  Sinottico circuito refrigerazione per banco 1. Figura 2.4.2  Compressore Hitachi. Figura 2.4.3  Inverter Hitachi.  Figura 2.4.4  Sinottico circuito refrigerazione banco 2. Figura 2.4.5  Sinottico circuito standard banco 2. Figura 2.4.6  Centrale esterna per banco 2. Figura 2.5.1  Sezione di separazione dell''olio. Figura 2.5.2  Separatore di gocce. Figura 2.6.1  Inviluppo compressore Hitachi. Figura 2.7.1  Sezione compressori scroll ''Low Pressure' e ''High Pressure'. Figura 2.7.2  Spirale algebrica scroll. Figura 2.7.3  Confronto spirali scroll. Figura 2.8.1  Circuito idraulico decentralizzato (linee di mandata e ripresa dell''acqua).  Figura 2.8.2  Circuito idraulico dell''impianto di prova (condensatore 1: impianto decentralizzato ''
condensatore 2: impianto centralizzato).  Figura 2.8.3  Circuito idraulico della camera di test. Figura 3.2.1  Dati nominali compressori di confronto. Figura 3.3.1  Dati di confronto 1. Figura 3.3.2  Dati di confronto 2. Figura 3.3.3  Dati di confronto 3. Figura 3.3.4  Dati di confronto 4. Figura 3.3.5  Dati di confronto 5. Figura 3.3.6  Dati di confronto 6. Figura 3.3.7  Dati di confronto 7. Figura 3.3.8  Dati di confronto 8. Figura 3.3.9  Dati di confronto 9. Figura 3.3.10  Dati di confronto 10. Figura 3.3.11  Dati di confronto 11. Figura 3.3.12  Dati di confronto 12. Figura 4.2.1  Regolazione.  Figura 5.1.5.1  Portata di massa critica del capillare di riferimento in deflusso critico.  Figura 5.1.5.2  Pressione critica del capillare di riferimento. Figura 5.1.5.3  Fattore di flusso del capillare. viii    Figura 5.1.5.4  Fattore di correzione della portata critica. Figura 5.1.6.1  Rendimento isentropico compressore Hitachi. Figura 5.1.6.2  Rendimento isentropico compressore Hitachi. Figura 5.1.6.3  Rendimento isentropico compressore Hitachi. Figura 5.1.6.4  Rendimento volumetrico compressore Hitachi. Figura 5.1.6.5  Rendimento volumetrico compressore Hitachi. Figura 5.1.6.6  Rendimento globale compressore Hitachi. Figura 5.1.6.7  Rendimento globale compressore Hitachi. Figura 5.1.6.8  Potenza reale e calcolata. Figura 5.1.6.9  Portata di massa del refrigerante reale e calcolata. Figura 5.1.6.10  Temperatura di scarico del refrigerante reale e calcolata. Figura 5.1.6.11  Portata massica.  Figura 5.1.6.12  Portata massica.  Figura 5.1.6.13  Potenza elettrica.  Figura 5.1.6.14  Potenza elettrica.  Figura 5.1.6.15  Lavoro ideale.  Figura 5.1.6.16  Lavoro ideale.  Figura 5.1.6.17  Lavoro reale.  Figura 5.1.6.18  Lavoro reale.  Figura 5.1.6.19  Temperatura di scarico. Figura 5.1.6.20  Temperatura di scarico. Figura 5.1.6.21  Desurriscaldamento del refrigerante. Figura 5.1.6.22  Desurriscaldamento del refrigerante. Figura 5.2.2.1  Deflusso bifase nell''evaporatore. Figura 5.2.2.2  Sezione di tubo e area occupata dalle fasi di liquido e vapore. Figura 5.2.2.3  Modello di distribuzione di liquido e vapore nella sezione di tubo.  Figura 5.2.8.1  Parametri di accrescimento della brina (rugosità e tipologia). Figura 5.3.2.1  Geometria del condensatore. Figura 6.2.1  Sequenza fotografica di accrescimento della brina sull''evaporatore del banco frigorifero. Figura 6.4.1  Spessore della brina calcolato dal software. Figura 6.4.2  Densità della brina calcolato dal software. Figura 6.4.3  Spessore della brina calcolato dal software. Figura 6.4.4  Densità della brina calcolato dal software. Figura 6.5.1  Andamento delle temperature del refrigerante reali e simulate.  Figura 6.6.1  Andamento delle potenze reali e simulate. Figura 6.6.2  Andamento dell''EER reale e simulato. Figura 6.7.1  Risposta del ventilatore simulata. Figura 6.7.2  Risposta del ventilatore simulata e frequenza del compressore.  Figura 7.2.1  Valori simulati nel caso invernale. Figura 7.2.2  Valori simulati nel caso primaverile/autunnale. Figura 7.2.3  Valori simulati nel caso estivo. Figura 7.2.4  Correlazione di Hayashi. Figura 7.2.5  Correlazione Yonko'Sepsy. Figura 7.2.6  Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso invernale. Figura 7.2.7  Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso 
primavera/autunno.  Figura 7.2.8  Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso  ix    primavera/autunno. LISTA TABELLE 
Tabella 2.5.1  Caratteristiche compressore Hitachi.  Tabella 2.5.2  Caratteristiche compressore Hitachi.  Tabella 2.5.3  Caratteristiche compressore Hitachi.  Tabella 2.6.1  Potenze dissipate dallo statore per effetto Joule.  Tabella 2.9.1  Sensori di temperatura.  Tabella 2.9.2  Sensori di pressione.  Tabella 2.9.3  Sensori di RH.  Tabella 2.9.4  Sensori di portata massica.  Tabella 2.9.5  Sensori di potenza elettrica.  Tabella 2.9.6  Schede DAQ.  Tabella 7.1.2  Griglia di test.  SIMBOLOGIA 
Symbols 
a  constant  a  Dietenberger parameter A  Area [m 2]  AGd  non dimensional gas cross sectional area AG/ Φid 2 ALd  non dimensional liquid cross sectional area AL/ Φid 2 b  constant, air enthalpy slope B  coefficient, Base [m] B,Bc,B1,B2,B3  Dietenberger parameter c  constant  C  Chen coefficient  CLAT  latent Heat [J/kg]  cp  specific heat [J/(kg K)] d  constant  DAB  binary molecular diffusivity e  constant  E  coefficient  f  constant, Fanning friction factor, Friction factor F1  non dimensional coefficient F2  non dimensional coefficient Fc  mass transfer resistance factor g  constant, gravitational acceleration [m/s 2] G  mass velocity [kg/(m 2 s)] Ge1, Ge2  Han parameter  h  constant, enthalpy [J/kg] H  Height [m]  hLd  non dimensional liquid height h/ Φid 2 i  constant  Kc, Ke  abrupt contraction/expansion loss coefficients L  fin equivalent height [m] m  mass [kg], fin efficiency parameter M  Molar mass  n  number of moles  p  pressure [Pa]  P  Power [W]  Pid  non dimensional length phase interface Pi/ Φid 2 x    PL, PG  tube wetted perimeter [m], tube dry perimeter [m] q  cooling power [W] Q  volume flow rate [m 3/s] qDNB  heat flux of departure nucleate boiling [w/m 2] R  universal gas constant, 8314.41 [J/(kg'mol K)] SBC  refrigerant sub'cooling [K] SH  refrigerant superheating [K] t  temperature [°C], time [s] T  absolute temperature [K] v  velocity [m/s]  v  specific volume [m 3/kg] V  volume [m 3]  w  velocity [m/s]  x  coordinate [m]  x  vapor quality  x  specific humidity [kgv/kga] X  distance [m]  y  coordinate [m]  z  coordinate [m]  Z  altitude [m]  Greek symbols 
  efficiency    fin parameter    thickness [m]    friction factor    tube void fraction, air fraction into frost, ice fraction into frost  α  convective heat transfer coefficient [W/(m 2 K)], mass transfer coefficient [kg/(s m2)] '  diameter [m], angle [radians], Dietenberger parameter λ  conductivity [W/(m K)] μ  dynamic viscosity [Pa s] ρ  density [kg/m 3]  '  contraction ratio, surface tension [N/m] Φ  relative humidity [%] Φc  Dietenberger parameter β  chevron angle [radians] Non dimensional number 
Fr  Froude number  j  constant, Colburn transfer factor Le  Lewis number  Nu  Nusselt number  Pr  Prandtl number  Re  Reynolds number  We  Weber number  Xtt  Martinelli parameter Subscripts 
0  refer to 0 °C air enthalpy 1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,
13  constant number  air  air b  air bubbles  c  contraction  c  ice cylinders  cyl  cylinder  collar  tube collar  de  end of dryout  di  onset dryout  e  expansion  xi    eff  effective  el  electrical  ev  evaporation  f  friction  f  frequency  F,f  frost'fin  fin  fin frost  frost  g  global  G  gas  h  hydraulic  H2O  water  HE  heat exchanger  IA  intermittent'annular ice  ice  id  internal diameter, ideal in  inlet  is  isentropic  l  longitudinal  l  lower limit thermal conductivity L  liquid  LAT  latent  m  mass  n  polytropic coefficient nb  nucleate boiling  od  outer diameter  out  outlet  p  ice planes  r  refer to reduced pressure re  real  s  saturated  s  sensible  s  ice spheres  t  transversal  TOT  Total  tube  tube  u  upper limit thermal conductivity v  vapor  wet  wet  1    1. INTRODUZIONE  1.1. Obiettivi del lavoro  Questo  lavoro  si  basa  sulla  ricerca  e  sulla  valutazione  di  possibili  vantaggi  energetici  conseguibili  tramite 
l''impiego di compressori scroll orizzontali, equipaggiati con motore elettrico brushless e pilotati da inverter 
dedicato, destinati alle applicazioni della refrigerazione commerciale.  Lo  studio  è  rivolto  a  una  specifica  tipologia  di  espositore  refrigerato,  destinato  a  prodotti  conservati  a 
temperature  positive.  '  importante  distinguere  i  campi  di  temperatura  degli  espositori  e  la  loro 
classificazione (ASHRAE H. 2006):  1. espositori a media temperatura MT: la temperatura di evaporazione è compresa fra '18 ÷ 4,5 [°C] e  i prodotti sono a temperatura positiva;  2. espositori a bassa temperatura BT: la temperatura di evaporazione è compresa fra '40 ÷ '18 [°C] e i  prodotti sono a temperatura negativa.  L''espositore  usato  nell''esperimento  può  essere  classificato  di  tipo  MT,  verticale  e  aperto.  Questo  tipo  di 
mobile  frigorifero  è  fra  i  più  diffusi  nelle  strutture  commerciali,  dal  commercio  al  dettaglio,  alle  grandi 
superfici di vendita. Tale tipologia di espositore offre un''ottima possibilità di visione dei prodotti stoccati, 
tuttavia  è  poco  performante  per  ciò  che  riguarda  l''efficienza  energetica  che  lo  caratterizza,  a  causa  delle 
elevate  superfici  aperte  di  cui  è  dotato  e  che  rappresentano  una  via  facilmente  percorribile  dalle 
infiltrazioni termiche dall''ambiente di vendita.  La  generazione  di  freddo,  in  un  tipico  supermercato,  consuma  approssimativamente  il  50%  dell''energia 
elettrica  totale  annua  assorbita  dalla  struttura  di  vendita  (ASHRAE  H.  2006)  e  ciò  implica  un  rilevante 
impatto  sui  costi  dei  prodotti  conservati.  La  riduzione  sensibile  degli  assorbimenti  elettrici,  imputati  alla 
refrigerazione,  può  portare  in  tal  senso  notevoli  vantaggi,  sia  sulle  politiche  dei  prezzi  al  cliente  sia  sul 
positivo  seguito  ambientale  derivante  da  una  maggiore  efficienza  energetica  della  struttura  nel  suo 
complesso.  Per  i  mobili  MT,  possiamo  stimare  un  consumo  di  energia  elettrica  annua  pari  al  34%  della 
quota destinata al freddo, in precedenza citata. L''altro 16% è da attribuire alle linee BT.  Spesso nella refrigerazione commerciale le applicazioni sono di tipo centralizzato e i terminali d''impianto, 
gli  espositori  frigoriferi,  fanno  capo  a  una  centrale  remota  condensata  ad  aria.  Il  tipo  di  applicazione 
esaminata in questo lavoro, invece, è pensato per delocalizzare le installazioni impiantistiche, a bordo dei 
banchi  frigoriferi,  in  modo  tale  da  svincolare  la  rigidità  imposta  da  un  impianto  a  tubi  di  refrigerante 
ramificati e permettere una forte flessibilità nei cambiamenti di layout delle superfici di vendita, oltre che 
mirare ad altri importanti potenziali vantaggi.  Essi si possono riassumere nei seguenti punti:  1. eliminazione delle tubazioni di rame e della centrale compressori: minori costi di investimento sui  materiali e costi operativi di manutenzione;  2. minori  volumi  delle  linee  del  refrigerante:  possibili  riduzioni  della  carica  globale  di  refrigerante  all''interno  dell''impianto  e  probabile  riduzione  del  problema  del  ritorno  dell''olio  causato  dalle 
estese condutture del sistema centralizzato;  3. eliminazione  delle saldature sul rame:  si evitano imperfezioni  che causano perdite di refrigerante  costose sia da localizzare sia da rabboccare;  2    4. tempi di individuazione delle cause d''allarme: si circoscrivono i circuiti di refrigerazione, in tal modo  si localizzano velocemente i malfunzionamenti, difficili da trovare in grandi impianti con estese reti 
di tubi e sistemi di filtraggio;  5. evaporazione flottante: rende possibile una migliore resa energetica del ciclo termodinamico.  Il  quinto  punto  pone  l''accento  sul  vantaggio  dell''indipendenza  della  temperatura  d''evaporazione  del 
singolo  banco,  nel  caso  di  decentralizzazione  del  sistema,  rispetto  alla  dipendenza  assunta  in  caso  di 
centralizzazione,  modo  che  implica  un''evaporazione  minima  da  mantenere  per  permettere  il 
funzionamento degli evaporatori a bordo dei banchi frigoriferi più sfavoriti.  Quest''applicazione  vanta  l''impiego  di  una  temperatura  di  evaporazione  flottante,  legata  principalmente 
alla frequenza di pilotaggio del compressore e al setpoint dell''aria di mandata processata dall''evaporatore.  Per quanto concerne il lato di condensazione, il calore di rigetto del banco è asportato da un condensatore 
a piastre, raffreddato da un circuito idraulico facente capo a uno scambiatore di calore remoto raffreddato 
ad aria.  Tale schema  circuitale  non è  totalmente esente  dalla logica di centralizzazione, ma sposta il problema su 
economici  e  flessibili  circuiti  idraulici  a  due  tubi,  che  possiedono  gli  attacchi  per  la  mandata  e  il  ritorno 
dell''acqua  dai  banchi  frigoriferi,  opportunamente  bilanciati  per  un  controllo  in  auto'flow  della  portata 
d''acqua di progetto, necessaria allo scambiatore in condensazione.   Il calore di rigetto dei cicli frigoriferi potrebbe comunque essere utilizzato in inverno per il riscaldamento 
dei  locali,  destinato  a  cedere  calore  al  circuito  di  ACS  (Acqua  Calda  Sanitaria)  oppure  opportunamente 
integrato con il sistema idraulico dell''impianto di climatizzazione.  Un altro aspetto da analizzare è la sicurezza alimentare dei prodotti refrigerati, poiché un black'out di un 
gruppo  centralizzato  si  ripercuote  simultaneamente  su  tutti  gli  espositori  alimentati  dallo  stesso.  Questo 
segue  da  ovvie  considerazioni  fisiche  concernenti  la  diretta  dipendenza  delle  temperature  dei  volumi 
refrigerati,  dalle  condizioni  di  funzionamento  dell''impianto.  Nel  caso  di  decentralizzazione  degli  apparati 
refrigeranti, si spezza parzialmente tale dipendenza, poiché la rottura di un compressore si ripercuote solo 
sul volume d''esposizione dei prodotti da esso servito. Si parla in modo giustificato di parziale rottura della 
dipendenza  perché  il  sistema  idraulico  di  raffreddamento  dei  condensatori  genera  la  parziale 
centralizzazione  del  sistema.  Il  back'up  delle  parti  del  sistema  idraulico,  determina  comunque  modesti 
sforzi d''investimento per assicurare la continuità di servizio (pompe di riserva, sovradimensionamento delle 
batterie aria/acqua).  La maggiore sicurezza sulla continuità di servizio, per la conservazione delle derrate, si 
manifesta  con  minori  spese  di  gestione  in  caso  di  rotture  impiantistiche  e  più  semplici  procedure 
riguardanti  la  messa  in  sicurezza  o  l''eliminazione  della  merce  esposta  e  soggetta  ad  un  eventuale 
deterioramento.   Pensando ancora al mantenimento della temperatura di buona conservazione nei volumi refrigerati, se ne 
possono evincere gli inscindibili legami con un altro importante vincolo, l''inibizione dello sviluppo di agenti 
patogeni.  Essi  proliferano  come  risposta  a  errate  dinamiche  termiche.  Questo  rappresenta  un  punto  di 
notevole interesse per l''applicazione qui analizzata, perché si richiede che l''apparato impiantistico soddisfi 
correttamente:  1. le esigenze di sicurezza contro lo sviluppo di agenti patogeni; 
2. i principi di efficienza energetica.   3    Questo  implica  l''installazione  di  compressori  frigoriferi  di  capacità  sufficiente  al  mantenimento  delle 
temperature  all''interno  del  mobile,  in  qualsiasi  situazione  esso  possa  trovarsi,  con  adeguate  frequenze 
medie di lavoro, che non spingano la macchina a lavorare in regimi di alta frequenza per periodi protratti 
eccessivamente nel tempo.   Gli  espositori  refrigerati  alimentati  da  sistemi  centralizzati  hanno  evaporatori  molto  abbondanti  e  ciò 
genera dosaggi di refrigerante, da parte della valvola di espansione meccanica, a frequenza talvolta molto 
elevata,  con  continue  aperture/chiusure.  Da  qui,  si  conferma  la  sicurezza  di  far  fronte  alla  richiesta  di 
freddo  in  qualsiasi  condizione  ambientale,  ma  ciò  genera  uno  scarso  controllo  del  surriscaldamento  del 
banco,  sottoposto  a  continui  transitori  e  talvolta  a  persistenti  fughe  di  liquido  dallo  scarico 
dell''evaporatore.   Gli espositori con compressore a bordo sono più difficili da dimensionare in termini impiantistici, poiché è 
difficile coniugare la richiesta di freddo nelle condizioni estive più critiche con una buona efficienza del ciclo 
termodinamico. Questo deriva dal fatto che il compressore per poche ore l''anno è costretto a funzionare 
con  regimi  di  rotazione  massimi  consentiti.  Tali  regimi  devono  essere  adeguati  al  mantenimento  delle 
temperature di buona conservazione.  Un corretto dimensionamento della macchina comunque, che soddisfa sia la temperatura della catena del 
freddo sia la buona efficienza energetica dell''insieme, non tutela il sistema da possibili scarsi risultati che 
derivano da fattori fisici non controllabili a priori, quali:  1. prodotti che ostruiscono le griglie di ripresa dell''aria; 
2. sovraccarico (prodotti caricati oltre le linee di demarcazione del volume utile); 
3. maldistribuzione dei prodotti, i quali generano percorsi sfavorevoli ad una buona ripresa dell''aria di  mandata;  4. ostruzioni sulla lama d''aria o danneggiamenti; 
5. combinazione di più fattori per scarsa sensibilità ad una corretta gestione.  ' facile intuire come il rilievo pratico di buoni risultati, derivanti dall''analisi in ambito teorico o da prove di 
laboratorio,  dipenda  in  modo  diretto  dalla  gestione  dell''impianto  e  dalla  buona  conoscenza  tecnica  del 
personale che vi opera.      4    2. APPARATO SPERIMENTALE   2.1. Introduzione  In questa sezione sono descritti l''ambiente dei test e le relative infrastrutture di asservimento.   2.2. Camera climatica di prova  La camera climatica di prova ospita due banchi frigoriferi gemelli, disposti uno di fronte all''altro. La camera 
è  dotata  di  un  sistema  di  controllo  di  temperatura  e  di  umidità  relativa,  utili  a  ricreare  le  desiderate 
condizioni di test a varie combinazioni di valori.  Il controllo termoigrometrico è realizzato con:  1. 2 circuiti di refrigerazione, dotati di compressore ad inverter e di valvola elettronica di espansione  del refrigerante, prodotta da Carel S.p.A.;  2. resistenze elettriche; 
3. umidificatore d''aria, prodotto da Carel S.p.A.; 
4. elettronica di controllo prodotta da Carel S.p.A..  La camera climatica è dotata di un telo plastico di separazione per limitare o annullare i possibili mutui furti 
di freddo fra i banchi frigoriferi.    Figura 2.2.1 '' Camera di test.  La temperatura della camera incide in modo critico sul carico frigorifero da asportare dal banco. L''umidità 
incide  sia  sul  carico  latente  del  banco  sia  su  eventuali  effetti  di  brinamento  dell''evaporatore.  Il  tipo  di 
mobile impiegato è quello che più drasticamente soffre dei livelli di umidità relativa imposti nella camera di 
prova. Questa condizione si genera per la propensione al trasferimento di massa del vapor d''acqua dall''aria 
al volume refrigerato, dovuto alla generosa apertura offerta dall''architettura dei mobili. Ciò assume risalto 
nel maggior numero di sbrinamenti misurabili in fase operativa degli espositori.  5    Da ciò si evince l''importanza di poter operare con buone regolazioni che tengano tali parametri (Taria, RH) 
costanti all''interno dell''ambiente condizionato, consentendo in tal modo un''analisi critica dei risultati.  Anche la velocità dell''aria, nel tunnel interno alla camera climatica, è stata controllata, per permettere la 
riduzione del suo valore a livelli opportuni. Tale necessità è sorta quando le misure eseguite sulle griglie di 
ripresa dell''aria dei banchi hanno evidenziato una forte deformazione del profilo di temperatura lungo la 
lunghezza dell''espositore. Inoltre a causa del flusso d''aria troppo sostenuto del condizionatore si è notata 
una certa oscillazione  casuale della  temperatura  di ripresa misurata con la conseguente ripercussione  sul 
comportamento del volume refrigerato.    Figura 2.2.2 '' Camera di test e sistema di condizionamento.  Il  controllo  di  velocità  dell''aria  del  tunnel  di  prova  è  stato  fatto  manualmente,  bypassando  parte  della 
portata all''interno del condizionatore, tramite serrande meccaniche, visibili nella figura 2.2.3 sottostante.    Figura 2.2.3 '' Sistema di condizionamento.  2.3. Banchi frigoriferi  Con  riferimento  alla  norma  ISO  23953/1:2005,  possiamo  definire  i  due  espositori  refrigerati,  in  uso 
nell''esperimento, come mobili verticali multimensola per disposizione a muro. Essi sono refrigerati da un 
sistema a espansione diretta del refrigerante.  Tali  mobili  sono  dotati  di  tubi  fluorescenti  destinati  all''illuminazione  per  un  totale  di  140  [W]  elettrici. 
Possiedono  una  serranda  con  superficie  alluminizzata  e  dotata  di  un  azionamento  temporizzato  per  la 
chiusura notturna dell''area frontale.   6    Tale temporizzazione è gestita nel controller:  1. del compressore ad inverter nel caso di impianto decentralizzato; 
2. del banco frigo per il sistema centralizzato.  I mobili sono dotati di un controllo termostatico elettronico dell''aria in mandata:  1. per la gestione della valvola a solenoide del liquido nel banco alimentato dal sistema centralizzato.  Essa  ha  un''apertura  pilotata  da  una  sonda  NTC  e  agisce  secondo  un  ciclo  d''isteresi  classico  nelle 
applicazioni commerciali.  2. per la retroazione dell''inverter nell''espositore con sistema refrigerante a bordo.  La  valvola  a  solenoide  ha  un  consumo  di  circa  7  [W].  Essa  è  alloggiata  all''esterno  del  volume  freddo  in 
entrambi i casi.   Figura 2.3.1 '' Banco frigorifero.    Il  banco  frigorifero  con  compressore  a  bordo  è  dotato  di  doppio  montante  per  il  ritorno  dell''olio,  come 
visibile in figura 2.3.1 (sistema allocato nel retro del mobile).  I  banchi  frigoriferi  sono  stati  consegnati  originariamente  equipaggiati  con  due  ventilatori  ognuno,  le  cui 
caratteristiche per singolo dispositivo sono riportate nel grafico seguente:    Figura 2.3.2 '' Curve caratteristiche dei ventilatori.  7    Alcune  misure  effettuate  con  un  anemometro  hanno  evidenziato  una  distribuzione  dell''aria  molto 
irregolare sia sul banco numero 1 dotato si sistema a bordo sia nel banco numero 2 dotato di alimentazione 
centralizzata.  ' stata calcolata anche la velocità teorica frontale dell''aria, risultata circa del valore di 1 [m/s] per entrambi 
gli espositori.    Figura 2.3.3 '' Profilo di velocità dell''aria del banco 1.    Figura 2.3.4 ' Profilo di velocità dell''aria del banco 2.  Sono stati sostituiti  questi ventilatori assiali con due stringhe  da otto ventilatori di tipo assiale compatto, 
alimentati in 230 [V] in tensione alternata, a frequenza industriale di 50 [Hz], inserite ciascuna a valle della 
batteria  alettata,  come  in  precedenza.  I  motori  in  dotazione  per  i  nuovi  ventilatori  sono  anch''essi  di  tipo 
asincrono  monofase,  come  i  precedenti.  Essi  sono  stati  distribuiti  in  modo  omogeneo  lungo  la  lunghezza 
dell''evaporatore. La velocità di progetto dell''aria è stata innalzata a valori maggiori di 1 [m/s]. La portata 
totale  elaborata  dal  lato  aeraulico  è  stata  calcolata  di  1150  [m 3/h]  per  entrambi  gli  espositori.  Tale  intervento è stato fatto per i seguenti motivi:  1. assicurare sufficiente tensione alla lama d''aria del mobile; 
2. innalzare la pressione di evaporazione delle batterie dei banchi frigoriferi; 
3. equilibrare  le  superfici  isocinetiche  dell''aria  di  mandata  per  assicurare  un  valore  uniforme  del  numero di Reynolds lungo l''intera lunghezza della batteria alettata;  8    4. distribuire  in  modo  uniforme  l''aria  dei  canali  per  spalmare  la  brina  su  tutta  la  superficie  ed  assicurare quindi canali liberi per il maggior tempo possibile e rallentare l''effetto del decadimento 
della resa frigorifera;  5. migliorare lo scambio termico.  '  stata  aumentata  la  velocità  della  lama  d''aria  nella  speranza  di  ridurre  le  infiltrazioni  sensibili  e  latenti 
provenienti  dall''ambiente  circostante.  Questo  deriva  dalla  considerazione  che  negli  espositori  verticali 
aperti,  il  70  ÷  80  [%]  del  carico,  deriva  proprio  dall''infiltrazione  specificata  pocanzi  (ASHRAE  H.  2006).  Di 
conseguenza,  riducendo  la  quota  d''infiltrazione  latente,  anche  il  trasferimento  di  massa  dall''aria  alle 
superfici fredde dell''evaporatore, coinvolte da condensazione/brinamento, può essere ridotto con seguiti 
positivi  sia  per  il  lavoro  dei  ventilatori  sia  per  l''efficienza  termodinamica  del  sistema.  Limitando  le 
infiltrazioni  d''aria  è  possibile  non  solo  limitare  il  vapore  d''acqua  destinato  a  depositarsi  sull''evaporatore, 
ma anche assicurare una maggior quota di ricircolo dell''aria interna, già fredda ed elaborata ciclicamente 
dalla  batteria  alettata.  Ciò  riduce  la  resa  frigorifera  richiesta  in  entrambe  le  quote  (latente,  sensibile).  Di 
conseguenza  nel  sistema  con  compressore  a  bordo  è  ridotta  anche  la  frequenza  media  di  lavoro  del 
compressore. Le caratteristiche del nuovo singolo ventilatore sono riportate nel grafico seguente:    Figura 2.3.5 '' Caratteristiche dei nuovi ventilatori.  Le misure delle velocità dell''aria con le nuove stringhe di ventilatori sono di seguito riportate.    Figura 2.3.6 ' Profilo di velocità dell''aria del banco 1.  9      Figura 2.3.7 ' Profilo di velocità dell''aria del banco 2.  La ventilazione passa da un consumo elettrico iniziale di circa 70 [W] a un nuovo valore di circa 120 [W] con 
un aumento di portata d''aria effettiva di circa il 50 %.  La  migliore  distribuzione  d''aria  ha  reso  più  omogenea  anche  la  temperatura  di  scarico  della  batteria. 
Questo  significa,  a  batteria  pulita,  generare  delle  superfici  isoterme  idealmente  simili  a  dei  piani  paralleli 
all''area  di  scarico  dell''evaporatore.  Tale  caratteristica  assume  un  ruolo  importante  poiché  il  controllo 
elettronico  del  compressore  legge  questa  grandezza  (la  temperatura  dell''aria  di  uscita  dalla  batteria)  per 
pilotare la macchina. La frequenza del compressore è legata alla temperatura di scarico succitata e questa 
deve  essere  uniforme  per  non  incorrere  nel  rischio  di  posizionare  il  sensore  di  retroazione  in  punti 
sfavorevoli  al  controllo.  In  queste  situazioni  si  potrebbe  ingenerare  una  condizione  di  scarso 
comportamento  energetico.  La  temperatura  dell''aria  in  ingresso  alla  batteria,  proveniente  dalle  griglie  di 
aspirazione  del  banco  non  è  un  buon  segnale  dal  punto  di  vista  controllistico,  perché  presenta 
comportamenti  molto  più  vivaci,  in  diretta  relazione  agli  eventi  di  raccolta  dei  prodotti  all''interno  del 
volume refrigerato e alle rotture/deformazioni della lama d''aria dovute al passaggio delle persone/carrelli 
nei pressi dell''espositore. L''effetto di tali eventi è mitigato dall''interposizione della batteria evaporante.  Questo  rende  evidente  il  legame  fra  una  buona  progettazione  della  parte  aeraulica  e  controllistica 
dell''espositore  e  la  risposta  di  un  controllo  a  inverter.  Non  bisogna  comunque  dimenticare  che  con  lo 
sviluppo della brina nei mobili MT è possibile avere sbilanciamenti delle portate dell''aria nei canali a causa 
di  notevoli  disomogeneità  nella  distribuzione  della  stessa,  poiché  parte  dell''evaporatore  potrebbe  essere 
sede  solo  di  condensazione  d''acqua  nella  zona  di  surriscaldamento  del  refrigerante.  La  parte  d''area 
complementare  invece,  potrebbe  essere  il  luogo  di  notevole  formazione  di  brina.  Ciò  causa  anche  forti 
deformazioni delle superfici isoterme allo scarico dell''aria, di cui è bene tener conto nella posizione della 
sonda termometrica di retroazione del compressore.  L''evaporatore del banco frigorifero è dotato di 3 circuiti paralleli in controcorrente perfetta, 8 ranghi, tubi 
di lunghezza pari a 2,195 [m] e diametro esterno 12 [mm].  Le alette sono spesse 0,20 [mm] e il loro passo è di 8 [mm]. L''area frontale è di 280 x 105 [mm 2].  Dalle  misure  sopraelencate  possiamo  ricavare  anche  le  dimensioni  riferite  all''aletta  sul  singolo  tubo,  la 
quale occupa due lati pari a 35 x 35 [mm 2].  10      Figura 2.3.8 '' Evaporatore con ventilatori originali.  L''evaporatore di questi banchi genera perdite di carico sul lato refrigerante di modesta entità per le larghe 
sezioni trasversali offerte dal diametro interno dei tubi.   Si  è  svolta  anche  una  campagna  di  misure  per  verificare  la  distribuzione  del  refrigerante  nei  tre  circuiti 
paralleli  della  batteria  e  ne  è  risultato  che  in  linea  di  massima  il  surriscaldamento  di  ogni  circuito  non  è 
quasi  mai  uguale  a  quello  degli  altri,  se  non  in  poche  occasioni,  ma  differisce  sempre  di  qualche  grado 
Kelvin.  Ciò  ha  posto  problemi  con  bassi  valori  di  surriscaldamento  controllati  dalla  valvola  di  espansione, 
perché alcuni circuiti rilasciavano liquido in uscita. Per tale motivo si è mantenuto nelle prove un livello di 
surriscaldamento  minimo,  pari  a  6  [K].  Tale  parametro  è  legato  alla  teoria  di  Huelle  del  MSS  (minimo 
segnale stabile).  Per  ciò  che  riguarda  lo  sbrinamento  degli  evaporatori  dei  due  espositori  si  è  utilizzato  la  logica  di 
sbrinamento a ventilazione forzata, senza ricorrere all''iniezione di calore per mezzo di gas caldi o resistenze 
elettriche,  ma  semplicemente  disalimentando  l''evaporatore  e  forzando  dell''aria  a  lambire  la  superficie 
brinata,  per  ripristinare  la  batteria  e  recuperare  il  freddo  intrappolato  nella  capacità  termica  della  brina 
stessa e della massa metallica.  Le valvole di espansione in dotazione ai due espositori sono:  1. valvola  TXV  (Thermostatic  Expansion  Valve):  per  il  banco  frigorifero  collegato  al  gruppo  centralizzato;  2. valvola EEV (Electronic Expansion Valve): per il banco frigorifero con compressore a bordo pilotato  da inverter.    Figura 2.3.9 '' Valvola meccanica TXV.  11    I banchi frigoriferi sono stati riempiti di bottiglie di acqua per ricreare la capacità termica dei prodotti. Sono 
stati considerati più livelli di carico per ottenere tempi accettabili di raffreddamento e messa a regime degli 
espositori. Il carico è speculare per entrambi i banchi.  I  banchi  frigoriferi  presentano  ognuno  una  matrice  di  pacchi  test.  Tali  pacchi  sono  un  elemento 
d''importanza basilare, alla base delle prove comparative effettuate in laboratorio.   Lo scopo della valutazione in atto è di verificare i consumi energetici in due situazioni differenti:  1. produzione di freddo centralizzata; 
2. produzione di freddo decentralizzata.  I pacchi test sono dotati di una sonda interna di temperatura, letta dal sistema di acquisizione dati e fornita 
in valor medio al sistema per il controllo dell''inverter.   In definitiva, il sistema di comparazione del comportamento energetico consta di due soggetti:  1. banco frigorifero con sistema a bordo che opera in inseguimento del banco centralizzato; 
2. banco frigorifero con produzione di freddo centralizzata che opera come un normale espositore da  supermercato, con i relativi tipici setpoint.  Tali soggetti sono definiti nel seguente modo:  1. Banco  ''master':  è  il  soggetto  alimentato  dal  gruppo  refrigerante  centralizzato  e  tarato  come  un  normale banco da supermercato, in modo tale da ottenere una temperatura dei prodotti conservati 
costante e del tutto simile al caso di conservazione reale di derrate alimentari.  2. Banco  ''slave':  è  il  sistema  dotato  di  compressore  a  bordo,  pilotato  da  inverter.  Tale  banco  è  in  modalità slave, poiché insegue il freddo prodotto dal banco master. Ciò avviene con la lettura delle 
temperature dei pacchi test nel banco master, è eseguita la media dei valori e questa a sua volta è 
confrontata  con  la  media  delle  temperature  dei  pacchi  test  del  banco  inseguente.  Quando  tali 
valori  sono  differenti,  il  controller  dell''inverter  agisce  sulla  regolazione  in  frequenza  del 
compressore in modo tale da avere uguale temperatura media dei prodotti conservati in entrambi i 
casi.  Con  questo  principio  i  banchi  producono  la  medesima  quantità  di  freddo,  ma  con  consumi  elettrici 
possibilmente  differenti.  Siffatto  confronto  determina  quale  di  essi  sia  il  migliore  dal  punto  di  vista  delle 
prestazioni ottenute, sul consuntivo energetico della prova.  Altri tentativi di valutazione, derivanti da stesse temperature della lama d''aria o similari, hanno portato a 
osservare comportamenti termici dei prodotti conservati differenti nei due espositori, tali da rendere poco 
fondate eventuali conclusioni.  La regolazione di frequenza durante le prove comparative è stata fatta per mezzo di un software scritto in 
LabView, il quale dopo avere processato i dati acquisiti dalle sonde del banco, regolava per mezzo di un PID 
la  frequenza  del  compressore,  andando  a  scrivere  direttamente  i  registri  dell''inverter  tramite  una 
connessione RS485 e protocollo Modbus.  I pacchi test hanno occupato diverse posizioni, in modo speculare in entrambi gli espositori, come riportato 
nella figura 2.3.10 seguente.  12      Figura 2.3.10 '' Posizioni per pacchi test.  2.4. Circuiti frigoriferi  Qui sono descritti i sinottici dei due circuiti realizzati per la prova comparativa.  Il primo circuito riguarda il banco equipaggiato con il sistema di refrigerazione a bordo.    Figura 2.4.1 '' Sinottico circuito refrigerazione per banco 1.  Il compressore installato è di tipo Hitachi DC'Inverter ZS1216.   L''inverter del compressore è un dispositivo dedicato, con piastra di raffreddamento ad acqua.  Il compressore è di seguito riportato in sezione aperta:  13      Figura 2.4.2 '' Compressore Hitachi.  Il relativo inverter ha dimensioni molto ridotte:    Figura 2.4.3 ' Inverter Hitachi.  La valvola di espansione è prodotta da Carel S.p.A., di tipo a retroazione elettronica.   Con un ciclo frigorifero controllato da inverter, una valvola di espansione a retroazione meccanica sarebbe 
poco stabile dal punto di vista del funzionamento, con la conseguente propagazione di disturbi di pressione 
all''interno  del  sistema  valvola/evaporatore.  Tali  oscillazioni  di  pressione  si  ripercuotono  anche 
sull''assorbimento  elettrico,  il  quale  di  conseguenza  presenta  un''onda  ciclica  di  potenza  assorbita,  in  fase 
con  le  perturbazioni  di  pressione.  Il  condensatore  è  interessato  passivamente  e  senza  eccessive 
conseguenze dalle oscillazioni di cui sopra. La valvola TXV è interessata da repentine aperture/chiusure.  Bisogna  porre  l''accento  sul  fatto  che  una  valvola  di  espansione  a  retroazione  meccanica  sarebbe  molto 
difficile  da  dimensionare,  perché  la  capacità  frigorifera  richiesta  dal  circuito  è  molto  variabile  nel  tempo. 
Essa è direttamente  condizionata dal setpoint termostatico dell''espositore e dalle condizioni al contorno, 
come:  1. temperatura ambiente interna (locali di vendita); 
2. temperatura ambiente esterna (legata al clima);  14    3. modalità  diurna/notturna  del  banco:  in  tali  situazioni  l''automazione  dell''espositore  apre  le  serrande di giorno per l''esposizione delle derrate e chiude le serrande di notte, simultaneamente 
allo spegnimento delle luci, per limitare il fabbisogno di freddo.  La capacità frigorifera richiesta dal banco è bassa in caso di:  1. scarse vendite e bassa rotazioni della merce; 
2. temperature basse all''interno dell''area di esposizione e vendita; 
3. fasi notturne; 
4. ecc.  La potenza frigorifera richiesta è elevata in caso di:  1. alta rotazione della merce con un susseguirsi di rotture della lama d''aria ad opera del personale di  vendita o dell''attività imputabile ai clienti;  2. alta temperatura nei locali di vendita o alto carico latente; 
3. irraggiamento da luci dedicate all''illuminazione per la promozione dei prodotti; 
4. fase di pull'down.  Per quest''ultimo punto, possiamo dividere il pull'down in due distinti casi:  1. pull'down da sovratemperatura della merce caricata; 
2. pull'down da post'sbrinamento.  In  ogni  caso,  la  valvola  di  laminazione  deve  avere  un  vasto  campo  di  stabilità,  in  funzione  della  portata 
erogata, per non essere:  1. sottodimensionata e penalizzare il rapporto di compressione del compressore e di conseguenza il  COP del ciclo di refrigerazione;  2. sovradimensionata, con la conseguente generazione di colpi di liquido all''uscita dell''evaporatore e  quindi d''instabilità del circuito.  I sistemi decentralizzati devono prevedere un numero di spegnimenti del compressore esiguo, perché sono 
ideati per avere il compressore sempre acceso, con regolazione continua della resa frigorifera fino a valori 
molto ridotti e non potrebbero sopportare per tale caratteristica, continue aperture e chiusure della TXV, 
tipiche di un sistema centralizzato.  Il  secondo  circuito  di  prova  realizzato,  riguarda  la  centrale  remota,  e  simula  il  classico  sistema  da 
supermercato. Esso è stato concepito in modo tale da:  1. essere regolabile in pressione di evaporazione a setpoint fisso; 
2. rimanere con compressore acceso a giri costanti e con pressione di aspirazione costante anche nel  caso di alimentazione/disalimentazione del banco frigorifero a cui è collegato.  3. avere  la  pressione  di  condensazione  regolabile  e  poter  simulare  gli  effetti  della  variazione  di  temperatura del fluido secondario sul condensatore.  La  centrale  è  dotata  di  un  miscelatore  entalpico,  il  quale  ha  la  funzione  di  mescolare  liquido 
sottoraffreddato e gas caldo per fornire la resa pari alla potenza meccanica trasferita al fluido refrigerante 
dal compressore, quando l''alimentazione del banco è disabilitata dal termostato del volume refrigerato.   15    La  regolazione  di  questo  sistema  è  fatta  per  mezzo  di  valvole  elettroniche  sia  per  la  regolazione  della 
pressione di evaporazione sia del surriscaldamento del refrigerante in uscita dal miscelatore.  Il miscelatore 
entalpico fornisce all''aspirazione del compressore vapore surriscaldato a valori costanti indipendentemente 
dall''ON/OFF della valvola a solenoide che porta il liquido sottoraffreddato all''espositore centralizzato.  La centrale che alimenta il banco in modo remoto è ben raffigurata nel seguente sinottico:    Figura 2.4.4 '' Sinottico circuito refrigerazione banco 2.  Essa si comporta come un classico sistema centralizzato, come sotto riportato:    Figura 2.4.5 ' Sinottico circuito standard banco 2.  Di seguito è mostrato il circuito simulatore del gruppo centralizzato, in cui è possibile vedere il miscelatore 
entalpico coibentato e dotato delle sonde di misura e controllo.  16      Figura 2.4.6 '' Centrale esterna per banco 2.  2.5. Compressore Hitachi DC­Inverter  ' il primo compressore scroll al mondo di tipo orizzontale destinato al campo della refrigerazione e usato 
con  R404A.  Il  campo  di  applicazione  spazia  dagli  espositori  per  vegetali  e  derrate  fresche  ai  vani  per  il 
congelamento dei prodotti.  Il  compressore  fa  parte  della  serie  ZS  ed  è  tipo  1216D1.  Esso  possiede  una  spirale  di  tipo  algebrico.  Di 
seguito sono riportate alcune sue caratteristiche.  Tabella 2.5.1 '' Caratteristiche compressore Hitachi.  Voce  Valore  UDM  Refrigerante  R404A ' Carica di refrigerante  2,2  kg Carica d''olio  0,65  l Tipo di olio  POE (VG68) ' Cilindrata  15,85  cm 3/giro Spazio del volume interno  1,6  l Raffreddamento della carcassa Aria forzata e iniezione di liquido ' Tipo di motore  DC'Brushless ' Resistenza avvolgimento (75°C) U'V:1.003Ω
V'W:0.952Ω 
W'V:0.970Ω  Ohm Grado di isolamento  E  ' Massima tensione sullo statore 360  V Massima corrente istantanea 48,8  Apeak Campo di frequenza del compressore  1500÷6000 RPM Emissione acustica del compressore 
in camera anecoica e a 30 cm di 
distanza  68  dB(A) Livello di vibrazioni sulla superficie dl 
compressore  4,5  μm Attacchi delle tubazioni  ' aspirazione=13 mm ' scarico=8,2 mm ' iniezione di liquido=6,45 mm 17    Condizioni di partenza del compressore.  Tabella 2.5.2 ' Caratteristiche compressore Hitachi.  Condizioni di avvio 
Temperatura del motore 
Temperatura 
ambiente 
Pressione fra aspirazione e 
mandata del compressore 
Tensione minima 
di avvio (V2) 
Cold'starting 
Cold state (Room temperature).  20°C  1,35 Mpa 85%  Hot'starting'Standard 
Hot state after operated under 
standard condition.  32,2°C  1,29 MPa 85%  Hot'Starting'Overload 
Hot state after operated overload 
condition.  43°C  1,42 MPa 95%  Nella normale attività questo tipo di compressore deve operare dentro i seguenti limiti:  Tabella 2.5.3 ' Caratteristiche compressore Hitachi.  Voce  Condizioni di carico standard  Condizioni di sovraccarico  Pressione di mandata  1,811 MPa 2,87 MPa  Pressione di aspirazione  0,202 MPa 0,515 Mpa  Temperatura della parte inferiore 
dell''involucro  Minore di 99°C ed almeno 6K superiore alla temperatura di condensazione Temperatura degli avvolgimenti del 
motore  Tensione nominale;
105 °C MAX 
Tensione nominale ± 10%; 
115 °C MAX  Tensione nominale ± 7.5%;
115 °C MAX  Temperatura di scarico  Minore di 110°C a 300 mm dall''involucro Temperatura ambiente  32°C  43°C La  coppia  meccanica  applicata  alla  spirale  nella  fase  di  partenza  deve  essere  almeno  di  0,74  N/m.  Essa  è 
controllata dall''attività software dell''inverter. Tale coppia dipende dalle caratteristiche di progettazione del 
sistema.  Se  tale  requisito  non  è  soddisfatto,  il  compressore  potrebbe  essere  impossibilitato  ad  attivarsi 
nella fase di avvio. ' opportuno un circuito di equalizzazione delle pressioni d''aspirazione e di scarico.  Nelle  fasi  operative,  l''olio  che  esce  dal  compressore  deve  essere  circolato  negli  elementi  del  circuito 
frigorifero  e  ritornare  in  aspirazione  al  compressore.  Il  suo  livello  nella  sezione  di  scarico,  interna  al 
compressore, deve essere di almeno 10 mm sopra il foro pescante, come in figura 2.5.1.    Figura 2.5.1 '' Sezione di separazione dell''olio.  18    Se  tale  condizione  non  è  soddisfatta,  un  deficit  di  olio  potrebbe  compromettere  l''efficienza  e  l''integrità 
della macchina. Tale condizione riguarda anche i casi in cui l''olio inizia a schiumare. Il livello di fase liquida 
deve sempre rispettare la condizione imposta per il corretto funzionamento.  Tuttavia il circuito costruito non permette né la visualizzazione del livello d''olio né il suo controllo tramite 
sensore di livello. ' chiaro quindi che il controllo dell''olio dovrebbe essere un prossimo punto da integrare 
nel monitoraggio della macchina.   In caso tale compressore sia applicato in banchi per prodotti surgelati, non si deve operare sotto i '45°C per 
periodi  continuati,  perché  in  queste  condizioni  l''olio  tenderebbe  a  separarsi  e  precipitare  in  fase  solida, 
rimanendo intrappolato nel separatore posto all''origine del compressore.    Nella  sezione  di  aspirazione  deve  essere  installato  un  separatore  di  gocce  per  garantire  l''assenza  di  fase 
liquida. Questo elemento fa parte del kit del compressore in prova.    Figura 2.5.2 '' Separatore di gocce.  Nel circuito realizzato, questo elemento è stato aggiunto solo ai fini di assoluta sicurezza contro i colpi di 
liquido.  Tal  elemento,  nella  pratica,  potrebbe  esser  ridondante,  poiché  l''ottimo  controllo  del 
surriscaldamento  fornito  dalla  valvola  elettronica  di  laminazione  (E 2V)  offre  le  necessarie  garanzie  sulla  composizione  del  vapore  in  zona  di  aspirazione.  La  lettura  elettronica  del  surriscaldamento  permette 
interventi  mirati  all''estinzione  delle  instabilità  in  caso  di  hunting  del  circuito  frigo,  ben  confermate  dalle 
prove sperimentali.  Solo in fase di avviamento si potrebbero avere problemi di liquido in aspirazione, se non prese le opportune 
precauzioni, ed esse potrebbero causare sia vibrazioni sia una maggior corrente elettrica assorbita da parte 
del  compressore.  In  tal  caso,  il  problema  può  esser  risolto  da  un  ritardo  di  apertura  della  valvola  di 
laminazione,  che  garantisce  un  veloce  svuotamento  dell''evaporatore  e  una  rapida  crescita  del 
surriscaldamento. Esso può tornar a essere regolato non appena si assicura l''assenza di colpi di liquido in 
uscita dal collettore dell''evaporatore.  2.6. Inviluppo del compressore e limiti di temperatura  L''inviluppo  di  questo  compressore  è  riportato  in  figura  2.6.1  sottostante.  Esso  è  indeformabile  da  parte 
della frequenza e questo semplifica la sua implementazione nel software del controller.  19      Figura 2.6.1 '' Inviluppo compressore Hitachi.  Il battente di pressione ai capi del compressore dovrebbe essere almeno maggiore o uguale ai valori di 0,46 
[MPa].  Tale  valore  assicura  una  differenza  minima  di  pressione  per  la  circolazione  dell''olio  per  tutte  le 
frequenze (25÷100 [Hzmeccanici]).  La  forma  dell''inviluppo  è  legata  anche  alla  temperatura  di  scarico;  essa  deve  essere  minore  di  110°C  per 
evitare  la  carbonizzazione  dell''olio.  In  caso  tale  condizione  non  possa  essere  soddisfatta,  una  valvola  a 
solenoide pilotata da un  termostato apre l''iniezione di liquido in spirale. Gli eventuali  depositi carboniosi 
all''interno  del  circuito  possono  generare  intasamenti  e  tappi  oppure  degradazione  dei  materiali  a  causa 
delle formazioni acide.  Per  ciò  che  riguarda  la  temperatura  degli  avvolgimenti,  in  stretta  relazione  con  la  temperatura  del 
refrigerante,  deve  essere  rispettata  nei  suoi  valori  massimi  consigliati  per  non  aumentare  le  perdite  per 
effetto  Joule.  Eccessivi  riscaldamenti  creano  inoltre  stress  meccanici  dei  conduttori  e  possibili  rotture 
dell''isolamento elettrico.  Questo tipo di perdite aumentano con le correnti elettriche, come riportato di seguito per ogni fase e come 
somma nell''ultima colonna a destra.  ' ' 3 2 , 1 persa totale j j P Rj I ' ' ' '     Eq. 2.6.1  Tabella 2.6.1 '' Potenze dissipate dallo statore per effetto Joule.  I [A]  
Assorbita dallo statore 
(RU'V=1.003 Ω) 
P1=RU'V* I
2 [W]  (RV'W=0.952 Ω)
P2=RV'W* I
2 [W]  (RW'V=0.970 Ω) 
P3=RW'V* I
2 [W]  P Joule=P1+P2+P3
[W] 
2  4,01  3,80  3,88  11,7  4  16,05  15,20  15,52  46,8  6  36,11  34,20  34,92  105,2  8  64,19  60,80  62,08  187,0  10  100,30  95,00  97,00  292,3  20    Le correnti aumentano con la frequenza statorica e il rapporto di compressione.  Le fasi sono indicate rispettivamente come:  1. U; 
2. V; 
3. W.  Di  conseguenza,  un  aumento  di  frequenza  meccanica  del  compressore  aumenta  il  rapporto  di 
compressione  a  causa  dei  salti  termici  sugli  scambiatori  e  ciò  comporta  una  riduzione  di  efficienza 
energetica del sistema.  2.7. Particolari costruttivi del compressore Hitachi DC­Inverter  Si  tratta  di  un  compressore  con  involucro  in  alta  pressione.  Ciò  significa  che  la  parte  di  bassa  pressione 
(aspirazione) occupa una minima parte del volume interno.  Lo scarico del gas compresso avviene nella zona dove si localizza anche la separazione fisica per gravità del 
vapore  d''olio  contenuto  nella  massa  di  vapore  in  alta  pressione.  Nella  figura seguente  si  può  vedere  una 
sezione schematizzata del compressore, messo confronto con un tipo similare in bassa pressione.    Figura 2.7.1 '' Sezione compressori scroll ''Low Pressure' e ''High Pressure'.  La  differenza  consiste  nel  fatto  che  nel  compressore  scroll  ''low  pressure'  la  pressione  di  scarico  agisce 
costantemente sulla spirale orbitante.  Nel compressore in alta pressione, la spirale orbitante è premuta contro la fissa dalla pressione stessa della 
camera  intermedia.  Questa  tecnica  costruttiva  assicura  la  tenuta  senza  le  guarnizioni  e  i  cuscinetti 
reggispinta.  In  tal  modo  si  riducono  la  complessità  costruttiva  e  le  perdite  meccaniche.  Tale  tipologia 
costruttiva riduce anche il fenomeno delle schiume nell''olio. L''appena citata riduzione, deriva dal fatto che, 
quando il compressore parte, la pressione dell''involucro aumenta gradualmente per l''ampiezza del volume. 
La  soluzione  del  refrigerante  nell''olio  decresce  con  la  pressione,  cosicché  non  sarà  presente  quasi  alcuna 
schiuma nell''olio all''interno della camera in alta pressione.   Il fenomeno trova spiegazione nella costante di tempo del fronte di salita della pressione.   21    Un''altra ragione, per la quale le schiume si riducono, è che i colpi di liquido non interessano l''olio come nei 
compressori  in  bassa  pressione,  i  quali  partendo  in  evaporazione  generano  ebollizione  all''interno  dello 
stesso.  La spirale è di tipo algebrico. Questo tipo di spirale è descritto in coordinate polari dall''equazione:  k r a ' ' '   dove ''a' e ''k' sono dei coefficienti, mentre ''r' è il raggio e ' è l''angolo di deviazione. Le due spirali sono 
sistemate all''incirca a 180° di differenza di fase. Lo  spessore della parete della spirale varia e si adatta  in 
funzione dell''angolo di deviazione, come in figura 2.7.2.    Figura 2.7.2 '' Spirale algebrica scroll.  L''angolo massimo sviluppato dalla spirale è in diretta relazione con il rapporto di compressione di progetto 
e questo è legato allo spessore della tenuta della spirale, la quale raggiunge il suo picco al centro, dove la 
pressione diventa massima in prossimità della luce di scarico. Lo spessore della spirale nella zona interna è 
via  via  maggiore  rispetto  a  quello  esterno,  poiché  tale  compressore  è  sviluppato  per  la  refrigerazione  e 
quindi per rapporti di compressione più alti rispetto a quelli del condizionamento dell''aria.    Figura 2.7.3 '' Confronto spirali scroll.  La spirale algebrica è in grado di ridurre anche le perdite interne di trafilamento del refrigerante.  Questa condizione permette di ottenere dei buoni rendimenti volumetrici e ridurre quindi la potenza spesa 
per la ricompressione di eventuali trafilamenti. La spirale di tipo algebrico può raggiungere fino al 20% di 
maggiore  efficienza  energetica  (dichiarato  dal  costruttore)  e  rapporti  di  compressione  più  alti  a  parità  di 
volume rispetto alla spirale di tipo a involuzione.  2.8. Circuiti idraulici  Il  sistema  idraulico  per  i  banchi  frigoriferi  con  compressore  a  bordo  è  stato  realizzato  idealizzando 
l''impianto  strutturato  nel  modo  seguente,  molto  chiaro  dal  punto  di  vista  grafico  nel  suo  schema  di 
funzionamento:  22      Figura 2.8.1 '' Circuito idraulico decentralizzato (linee di mandata e ripresa dell''acqua).  Nel  circuito  realizzato  presso  il  laboratorio,  sono  stati  realizzati  due  anelli  d''acqua  a  temperatura 
controllata, come in figura seguente:    Figura 2.8.2 '' Circuito idraulico dell''impianto di prova (condensatore 1: impianto decentralizzato '' condensatore 2: impianto  centralizzato).  L''acqua è stata regolata in temperatura con setpoint indipendenti per entrambi gli anelli.  23    La temperatura è stata mantenuta ai valori desiderati per i test per mezzo di valvole miscelatrici a tre vie ad 
attuatore magnetico, prodotte da Siemens.  I due anelli d''acqua sono stati progettati per il raffreddamento dei rispettivi condensatori:  1. circuito a bordo del banco frigorifero (condensatore 1); 
2. circuito di condensazione del sistema centralizzato (condensatore 2).  Il  calore  è  stato  smaltito  per  mezzo  di  un  chiller,  raffreddato  ad  aria,  il  quale  è  stato  controllato  nel  suo 
setpoint dal software di controllo dell''intero impianto, per ottimizzare il suo funzionamento nel sistema di 
prova.  Come visibile nella figura 2.8.2, il calore generato dall''elettronica dell''inverter Hitachi è stato convogliato e 
veicolato dal fluido termovettore del sistema idraulico a mezzo di una piastra in serie al condensatore 1.  Di seguito è riportata un''immagine del sistema idraulico della camera di test.    Figura 2.8.3 '' Circuito idraulico della camera di test.  2.9. Strumenti di misura  Tabella 2.9.1 '' Sensori di temperatura.  Sensori di temperatura  PTC: 
Range   '50÷100 °C  Grado di protezione   IP67  PT100: 
Range   '50÷200 °C  Precisione   classe DIN'B secondo normative DIN'IEC751  Grado di protezione   IP67  PT1000 immersione:  24    Campo di lavoro  '30÷150°C  Precisione  ±0.5°C a 25°C 
±1,0°C da '30°C a 90°C (±1,0 a 120°C ' ±1,7 da '30 a 
+150°C)  Costante di tempo in aria  in aria ferma 100 s 
in acqua 10 s  Sensore temperatura  Pt1000 di classe B  Grado di protez. elemento sensibile  IP67  Tabella 2.9.2 '' Sensori di pressione.  Sensori di pressione  Trasduttori di pressione raziometrici: 
Alimentazione  4,5÷5,5 Vdc  Condizioni di funzionamento  '40÷120°C  Uscite   0,5÷4,5 Vdc  Precisione   ±1,2% intervallo  Errore di temperatura   ±0,013% /°C  Grado di protezione   IP65  Trasduttori di pressione piezoresistivi: 
Alimentazione  8÷28 Vdc ±20%  Condizioni di funzionamento  '40÷135 °C   Precisione   ±4% FS  Grado di protezione   IP65  Tabella 2.9.3 ' Sensori di RH.  Sensori di RH/T  Sonde da condotta: 
Alimentazione  12÷24 Vac +/'10% o 8÷32 Vdc (min'max)  Sensore Temperatura   Umidità  NTC 10KΩ a 25 °C  Sensore Capacitivo   Segnale uscita   Seriale RS485 
Trasmissione misure di temperatura ed umidità con 
protocollo: CAREL supervisore o ModBus  
Temperatura: Range di riferimento '30,0°C÷+70,0°C 
Umidità: Range di riferimento 0,0%rh÷99,9%r  Grado di protezione contenitore   IP55  Tabella 2.9.4 ' Sensori di portata massica.  Sensori di portata Coriolis Micromotion  Coriolis Micromotion ' Misura di liquidi 
Flusso massimo  2720 kg/h  Accuratezza  0,5%  Ripetibilità  0,25%  25    Coriolis Micromotion ' Misura di gas 
Flusso massimo  Funzione della pressione  Accuratezza  1 %  Ripetibilità  0,5%  Tabella 2.9.5 ' Sensori di potenza elettrica.  Misuratori di energia  Gavazzi power meter 
Classe di misura  Class 1 (kWh) 
Class 2 (kvarh)  Accuratezza di misura  ±0.5 F.S. (current/voltage)  Misure effettuate  VLL, VLN, A, Amax, An, Admd, Admd max, VA, VAdmd, 
VAdmd max, W, Wdmd, Wdmd max, WL1'WL2'WL3 
max, var, PF, PFL1'PFL2'PFL3 min, Hz, ASY  Comunicazione dello strumento  RS422/485/RS232 communication port 
(MODBUSRTU), iFIX SCADA compatibility  Tabella 2.9.6 '' Schede DAQ.  Schede di acquisizione dati  National Instruments USB 6218 
Numero di canali   32 SE/16 DI Frequenza di campionamento   250 kS/s Risoluzione   16 bits Campionamento simultaneo   No Intervallo massimo di tensione   '10..10 V       Intervallo di accuratezza   2.69 mV       Sensibilità di intervallo   91.6 µV Intervallo minimo di tensione   '200..200 mV       Intervallo di accuratezza   0.088 mV       Sensibilità di intervallo   4.8 µV Numero di intervalli   4 Memoria su scheda   4095 campionamenti 2.10. Strumenti di controllo  L''elettronica  di  controllo  dell''impianto  consta  di  17  regolatori  PID  in  rete  fra  loro  e  facenti  capo  ad  un 
software centralizzato scritto in LabVIEW. Tutta la parte elettronica è quindi stata messa in supervisione su 
un applicativo installato su un PC, a sua volta visto da remoto. Tale software in LabVIEW ha avuto funzioni 
di lettura e salvataggio dati e di controllo su tutto l''apparato impiantistico, compreso il chiller, il gruppo di 
condizionamento della camera climatica, il compressore a inverter e la centrale frigorifera.  2.11. Strumenti software di acquisizione dati  La parte software è stata sviluppata in LabVIEW all''interno dell''area R&D di Carel S.p.A., riguardo a:  1. acquisizione dati/immagini;  26    2. controllo dell''impianto di prova; 
3. controllo della centrale di refrigerazione; 
4. controllo compressore.      27    3. PROVE SPERIMENTALI  3.1. Introduzione  Sono state condotte delle prove sperimentali per confrontare le prestazioni energetiche delle due tipologie 
di  banchi  frigoriferi.  Il  confronto  è  stato  condotto  prendendo  come  riferimento  i  dati  reali  di  consumo 
elettrico dello scroll Hitachi e i consumi teorici di alcuni compressori di tipo commerciale.   Per  ciò  che  concerne  la  parte  riguardante  i  dati  dei  compressori  commerciali,  si  sono  impiegate  le  forme 
polinomiali fornite dai produttori degli stessi, attraverso i software:  1. Copeland Selection 7.10; 
2. Bitzer Software 5.1.1.  Le forme polinomiali sono date con le condizioni della norma EN12900:  1. 10 [K] surriscaldamento gas aspirazione; 
2. 0 [K] sottoraffreddamento del liquido.  3.2. Metodologia di confronto  Il  confronto  è  avvenuto  fra  il  compressore  prodotto  da  Hitachi  e  trenta  altri  disponibili  nel  mercato, 
prodotti dalle succitate aziende.     Figura 3.2.1 '' Dati nominali compressori di confronto.  Possiamo dividere tali compressori in tre gruppi:  1. 10 compressori a pistoni; 
2. 10 compressori scroll; 
3. 10 compressori a vite.  28    Il confronto è stato attuato rispettando le regole descritte nel seguito.  Ogni  singola  prova  sperimentale  si  è  svolta  in  quarantotto  ore  per  inglobare  l''effetto  di  più  cicli  di 
sbrinamento e le relative perdite energetiche.  Condizioni di taratura d''inizio prova sul condensatore:  1. Per il confronto energetico si sono fissate uguali condizioni iniziali di condensazione, regolate da un  anello  d''acqua.  Le  condizioni  al  condensatore  sono  state  mantenute  uguali  per  entrambi  i  cicli 
frigoriferi considerando il banco con compressore a bordo a frequenza fissata di 40 [Hz], per tener 
conto della diversità del sistema di raffreddamento nelle due applicazioni.  2. La condensazione è stata valutata in condizioni invernali pari a 25 [°C], primaverili/autunnali pari a  35 [°C] e infine estive, pari a 45 [°C].  Il  sistema  tradizionale  centralizzato  è  stato  pensato  condensato  ad  aria  e  l''acqua  del  relativo  anello  di 
condensazione  ha  avuto  lo  scopo  di  simulare  più  condizioni  di  temperatura  ambiente  esterna.  Il  sistema 
decentralizzato  è  stato  pensato  condensato  ad  acqua,  con  un''unità  esterna  aria/acqua  per  il  rigetto  del 
calore di condensazione. Il sistema pensato è raffreddato ad acqua perché ciò offre la possibilità di lavorare 
per la maggior parte dell''anno a basse pressioni di condensazione, svincolando così la temperatura satura 
del  refrigerante  interno  al  condensatore  dalla  temperatura  dei  locali  di  vendita.  Nei  tradizionali  banchi 
frigoriferi con compressore a bordo, il condensatore è raffreddato direttamente dall''aria del locale interno. 
Nel circuito in prova, l''anello d''acqua ha avuto lo scopo di simulare il circuito idraulico reale.  La taratura di uguali pressioni di condensazione a 40 [Hz] deriva da ipotesi di equivalenza con dei classici 
impianti in dotazione alle strutture commerciali. Si noti che all''aumentare della frequenza dell''inverter, in 
fase  di  regolazione  (durante  la  prova),  corrisponde  il  dovuto  innalzamento  della  pressione  di 
condensazione, mentre vale il viceversa con l''abbassamento della stessa. La frequenza del compressore è 
legata  alla  temperatura  di  condensazione  del  refrigerante  a  sua  volta  legata  in  modo  inscindibile  alle 
condizioni  climatiche  atmosferiche.  '  chiaro  che  a  parità  di  resa  richiesta  dal  mobile  frigorifero,  la 
frequenza di controllo del compressore diminuirà con la temperatura dell''aria esterna.  Condizioni di taratura d''inizio prova sull''evaporatore:  1. Il  banco  frigorifero  con  compressore  a  bordo  non  ha  alcun  tipo  di  regolazione  della  pressione  d''evaporazione, infatti, tale valore flotta durante il funzionamento. Tali variazioni sono causate dal 
regime  di  rotazione  e  dal  grado  di  brinamento  della  batteria,  oltre  che  dalla  pressione  di 
condensazione.  2. Nell''impianto  centralizzato,  l''evaporazione  è  controllata  e  tenuta  a  un  valore  desiderato  nel  collettore di aspirazione.  3. Lo sbrinamento è temporizzato con cadenza temporale pari a otto ore.  Lo sbrinamento è stato sincronizzato fra i due banchi frigoriferi per valutare l''eventuale valore di riduzione 
di  consumi  energetici  fra  le  due  tecnologie  e  non  sui  possibili  cicli  di  defrosting  risparmiati,  per  non 
coinvolgere nell''analisi troppe variabili che avrebbero complicato le conclusioni.  ' importante ricordare comunque che in molti supermercati la logica temporizzata riscontra ancor oggi un 
elevato grado di popolarità per la semplicità della sua gestione.  29    Nello sbrinamento dei due banchi frigoriferi è previsto un ''dripping time' per assicurare l''assenza di gocce 
d''acqua sopra la superficie dell''evaporatore nella fase di pull'down.  La centrale frigorifera remota è stata valutata con le temperature di evaporazione di:  1. T evaporazione = '5 [°C]; 
2. T evaporazione = '10 [°C]; 
3. T evaporazione = '15 °[°C].  Le  tre  differenti  evaporazioni  sono  state  utilizzate  per  permettere  di  tracciare  le  curve  di  un  eventuale 
risparmio energetico.  Condizioni in camera climatica.  Per simulare le condizioni all''interno dei locali operativi dei banchi frigoriferi si sono considerati due stati 
dell''aria interna alla camera di prova:  1. T ambiente 18 °C e UR al 50%; 
2. T ambiente 24 °C e UR al 50%.  Tali condizioni rispecchiano i limiti dei valori riscontrabili generalmente negli ambienti commerciali.   Semplificazioni.  1. Le potenze elettriche dei ventilatori del condensatore remoto e del dry'cooler non sono considerate ai  fini del confronto energetico.  2. Non  si  considerano  le  perdite  di  carico  nelle  linee  di  aspirazione  del  gruppo  centralizzato  e  quindi  le  conseguenti perdite energetiche.  3. Non  si  considera  la  potenza  delle  pompe  del  circuito  chiuso  d''acqua  della  linea  di  condensazione  dei  banchi frigo.  4. Sono esclusi i consumi di luci, serrande motorizzate ed elettrovalvole di equipaggiamento agli espositori  refrigerati.  Le precedenti assunzioni non sono penalizzanti per la valutazione in atto. Inoltre non è stato considerato 
che nelle linee centralizzate di un supermercato si possono riscontrare anche surriscaldamenti di 30÷40 [K].  Potenze.  Per  la  potenza  elettrica  e  frigorifera  dell''impianto  con  compressore  a  bordo  del  banco  frigorifero  ci  si  è 
riferiti rispettivamente alle misure di:  1. un wattmetro per la potenza elettrica assorbita dal sistema compressore/elettronica di controllo; 
2. un misuratore massico ad effetto Coriolis che fornisce la portata di massa  da moltiplicare per il salto  entalpico del refrigerante (R404A).   Il sistema di acquisizione dati possiede la parte analitica dei diagrammi p'h dei refrigeranti, quindi calcola in 
tempo reale la forma del ciclo frigorifero sviluppato dalla macchina, con precisione sia sulle variabili nella 
zona di surriscaldamento sia in quelle della zona di sottoraffreddamento, a sinistra della curva del liquido 
saturo.  Il  ciclo  è  aggiornato  una  volta  al  secondo  dalla  lettura  dei  sensori  di  pressione  e  temperatura 
immersi nel fluido refrigerante.  30    Per ciò che riguarda la capacità frigorifera del sistema centralizzato è stata misurata direttamente sul banco 
di  confronto  con  il  metodo  precedente.  La  potenza  elettrica  invece  è  stata  valutata  attraverso  le  forme 
polinomiali  fornite  dai  costruttori  opportunamente  interfacciate  con  la  lettura  dei  sensori  nella 
motocondensante esterna.  Esse sono state modificate come spiegato nel seguito.  La potenza elettrica ottenuta è stata moltiplicata per il rapporto delle densità, rispettivamente quella reale 
in aspirazione e quella a surriscaldamento standard, dato dalla norma EN12900.   ' ' ' ' ' ' 12900 12900 , , ( , , ) , , , , ev ev el ev cond el ev cond EN ev ev EN p T SH P T T SH P T T SH p T SH   ' '     Eq. 
3.2.1  Tale accorgimento serve per compensare la differenza di surriscaldamento sull''impianto in prova, rispetto 
al dato di norma.   Tali densità sono in diretta relazione con la lettura della pressione e temperatura del vapore aspirato dal 
gruppo centralizzato, eseguita con la frequenza di 1 [Hz].  Una  diminuzione  della  densità,  rispetto  allo  standard  EN12900  delle  forme  polinomiali,  comporta  una 
diminuzione  della  potenza  elettrica  calcolata  per  il  compressore  di  confronto  e  viceversa  per  gli  aumenti 
della stessa grandezza.   Il calcolo della potenza frigorifera totale, del compressore di confronto, è agevole dopo il calcolo della sua 
portata elaborata:    ' ' ' ' ' ' ' ' 12900 12900 , ( , , ) , , , , ev ev cond ev cond EN ev ev EN T SH dm dm dV T T SH T T SH T SH dt dt dt T SH    ' ' ' '     Eq. 
3.2.2  Il  salto  entalpico  è  pari  a  quello  letto  nell''evaporatore  dell''espositore  frigorifero  alimentato  da  sistema 
centralizzato, come nella Eq. 3.2.3:   ' ' ' ' ' ' ' ' , , , , , , , , ev cond ev ev ev cond cond dV Q T T SH SBC T SH h T p SH h p T SBC dt  ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
3.2.3  Le grandezze calcolate:  1. potenza elettrica; 
2. portata di massa; 
3. potenza frigorifera;  del compressore di confronto, sono i valori simulati per una centrale frigorifera commerciale.  La  potenza  elettrica  consumata  dal  singolo  banco  però,  è  determinata  dalla  portata  di  refrigerante 
utilizzata.   Per  tal  motivo  dobbiamo  calcolare  la  frazione  di  potenza  elettrica  che  la  centrale  frigorifera  destina  al 
singolo espositore tramite una ripartizione proporzionale del tipo seguente:  31    sensore Coriolis nominale nominale ( , , ) ( , , ) el ev cond banco el ed cond dm dt P T T SH P T T SH dm dt ' '   Eq. 
3.2.4  Il rapporto evidenzia la frazione di portata di massa letta dal sensore Coriolis posto all''inizio nella linea del 
liquido refrigerante del banco e la quota totale (nominale) elaborata dal compressore di confronto.  3.3. Confronti energetici  I casi elencati di seguito espongono i risultati ottenuti direttamente dalle prove sperimentali e il loro valore 
evidenzia  la  riduzione  dei  consumi  percentuale  di  un  sistema  con  compressori  DC'Inverter  a  bordo  dei 
banchi  rispetto  ai  sistemi  centralizzati  tradizionali.  La  prima  fase  considera  la  convenienza  energetica  dei 
compressori scroll DC'Inverter nel caso di ridotto carico termico in ingresso agli espositori, con temperature 
basse  dell''ambiente  di  vendita,  pari  a  18  [°C].  La  seconda  fase  considera  la  convenienza  energetica  dei 
compressori  scroll  DC'Inverter  nel  caso  di  un  carico  termico  in  ingresso  agli  espositori  più  elevato  del 
precedente,  con  temperature  relativamente  alte  dell''ambiente  di  vendita,  pari  a  24  [°C].  Per  brevità  si 
riportano solo i casi limite invernale ed estivo.  Il primo grafico per i compressori a vite è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a vite; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].    Figura 3.3.1 '' Dati di confronto 1.  Il secondo grafico per i compressori a vite è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  32    1. compressore a vite; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].    Figura 3.3.2 '' Dati di confronto 2.  La serie di prove mostra una zona interessante che si sviluppa fra le temperature di evaporazione comprese 
mediamente fra i '15÷'7[°C].   In tale condizione è possibile realizzare, secondo le regole di confronto attuate, una visibile riduzione dei 
consumi rispetto ai casi centralizzati.   Al  crescere  della  condensazione,  il  vantaggio  del  compressore  a  inverter  si  riduce  lievemente  per  opera 
dell''aumento della frequenza media di funzionamento.  Segue il confronto con i compressori a pistoni.  Il primo grafico per i compressori a pistoni è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a pistoni; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].  33      Figura 3.3.3 '' Dati di confronto 3.  Il secondo grafico per i compressori a pistoni è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a pistoni; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].    Figura 3.3.4 '' Dati di confronto 4.  La  serie  di  prove  mostra  anche  in  questo  caso  una  zona  interessante  che  coinvolge  le  temperature  di 
evaporazione comprese fra i '15÷'5 [°C].   34    Nel caso di compressori a pistoni però, al crescere della condensazione diminuisce il campo di convenienza 
dei  compressori  DC'Inverter  in  modo  più  sensibile  che  nei  compressori  a  vite.  A  basse  pressioni  sul 
condensatore i vantaggi sono di entità piuttosto elevata. Con le alte pressioni di condensazione invece, non 
sembra ci siano risparmi energetici degni di considerazione.  Segue il confronto con i compressori scroll.  Il primo grafico per i compressori scroll è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore scroll; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].      Figura 3.3.5 '' Dati di confronto 5.  Il secondo grafico per i compressori scroll è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore scroll; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 18 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].  35      Figura 3.3.6 '' Dati di confronto 6.  Nel  confronto  con  compressori  scroll  si  nota  che  la  convenienza  energetica  ha  una  risposta  composta  da 
risultati molto frastagliati.  Il  caso  interessante  riguarda  la  condizione  di  bassa  temperatura  di  condensazione,  la  quale  sembra  ben 
favorire quest''applicazione.  La  prova  in  alta  temperatura  di  condensazione  mostra  un  brusco  abbassamento  della  quota  inerente  al 
vantaggio, fino ad annullare ogni convenienza per temperature di evaporazione sopra i '7 [°C].  Questa nuova sezione confronta i risultati ottenuti con camera calda, in altre parole con una temperatura 
degli ambienti di vendita condizionati pari a 24 [°C].  Il primo grafico per i compressori a vite è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a vite; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].  36      Figura 3.3.7 '' Dati di confronto 7.  Il secondo grafico per i compressori a vite è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a vite; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].    Figura 3.3.8 '' Dati di confronto 8.  37    Valgono  le  considerazioni  fatte  per  la  temperatura  ambiente  di  18  [°C].  In  questo  caso  però  il  guadagno 
energetico riscontrato è minore, poiché il compressore a inverter opera frequenza media di funzionamento 
maggiore per via della maggiore temperatura dei locali e quindi del maggior fabbisogno di resa frigorifera.  Segue il confronto con i compressori a pistoni.  Il primo grafico per i compressori a pistoni è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a pistoni; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].    Figura 3.3.9 '' Dati di confronto 9.  Il secondo grafico per i compressori a pistoni è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore a pistoni; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].  38      Figura 3.3.10 '' Dati di confronto 10.  In questo caso, come il precedente, il guadagno energetico riscontrato è minore che nel caso di locali a 18 
[°C], poiché il compressore a inverter opera ad una frequenza media di funzionamento maggiore.  Segue il confronto con i compressori scroll.  Il primo grafico per i compressori scroll è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore scroll; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 25 [°C].  39      Figura 3.3.11 '' Dati di confronto 11.  Il secondo grafico per i compressori scroll è inerente ai risultati ottenuti nelle condizioni di:  1. compressore scroll; 
2. temperatura ambiente dei locali di vendita pari a 24 [°C]; 
3. umidità relativa ambiente dei locali di vendita pari a 50 [%]; 
4. temperatura di condensazione iniziale di 45 [°C].    Figura 3.3.12 '' Dati di confronto 12.  Nel caso di compressori scroll, il vantaggio riscontrato è scarsamente influenzato dalla temperatura dei 
locali di vendita nel caso di alta temperatura di condensazione del refrigerante.  40    3.4. Osservazioni sulla dinamica di regolazione delle valvole di  espansione del refrigerante  Valvola meccanica TXV.  La valvola in dotazione al banco alimentato da sistema centralizzato ha mostrato instabilità di regolazione 
nella  fase  di  pull'down,  a  parità  di  surriscaldamento  impostato  nell''evaporatore  alimentato  da  valvola  di 
espansione a comando elettrico. In caso di ridotto carico frigorifero sul banco, l''elevata vivacità di apertura 
chiusura ha mostrato frequenti fenomeni di hunting.  Valvola elettronica EEV.  Il controllo con EEV ha evidenziato tempi di risposta brevi e controllo ottimale del surriscaldamento anche 
in fase di regolazione di frequenza dell''inverter.  3.5. Osservazioni sulla dinamica di regolazione dell''iniezione di liquido in  spirale del compressore scroll DC­Inverter  Nelle  condizioni  testate  l''iniezione  di  liquido  comandata  dal  termostato  in  lettura  sullo  scarico  del 
compressore, non è mai intervenuta.      41    4. IL SOFTWARE DI CONTROLLO DEL COMPRESSORE  4.1. Introduzione  Per  gestire  e  assicurare  il  rispetto  delle  temperature  nel  volume  refrigerato  è  importante  controllare  in 
modo  ottimale  l''apparato  destinato  alla  generazione  del  freddo.  La  gestione  del  ciclo  frigorifero,  nella 
versione commerciale del prodotto realizzato, è fatta per mezzo di software installati su hardware robusti 
già consolidati come diffusione nel mercato.  4.2. L''applicativo  La  gestione  software  ha  interessato  sia  gli  apparati  del  circuito  di  refrigerazione  sia  quelli  del  banco 
frigorifero.  I primi riguardano:  1. Inverter; 
2. Valvole a solenoide; 
3. Sicurezze.  I secondi riguardano:  1. Luci; 
2. Serrande per la chiusura notturna e festiva del banco.  Gestione delle valvole a solenoide per il controllo del flusso di refrigerante.  Quando dal loop di regolazione è richiesta la resa frigorifera al compressore, in condizione di partenza da 
spento e con valvole chiuse, è seguita la seguente procedura a livello software:  1. ' aperta la valvola di by'pass che cortocircuita il compressore per il tempo necessario all''equalizzazione  del  circuito  (default  60  [s]),  con  compressore  spento.  Quest''operazione  è  necessaria  per  assicurare 
l''avviamento del compressore. In tale situazione una valvola di non ritorno installata fra il compressore 
e il condensatore assicura che non avvengano ritorni di liquido verso il volume interno della macchina. 
Il liquido potenzialmente può generare schiume d''olio e queste potrebbero uscire dal tubo di mandata. 
Tale condizione assicura una differenza di pressione nulla ai capi del compressore. Il bypass deve essere 
ben installato per non permettere fuoriuscite d''olio spinto dalla forte depressurizzazione della carcassa 
del compressore (in caso questa sia in pressione dalla precedente attività).  2. A circuito equalizzato, è chiusa la valvola di bypass, avviato il compressore e aperta l''alimentazione di  liquido  verso  l''evaporatore.  Da  questo  punto,  tramite  l''informazione  fornita  da  una  sonda  NTC 
sistemata sullo scarico del compressore, è fornito il controllo logico dell''iniezione di liquido in spirale, 
realizzato attraverso un tubo capillare e un''elettrovalvola a comando termostatico elettronico. Questa 
valvola  rimane  chiusa  fino  alla  temperatura  massima  di  scarico,  impostata  sul  controller  a  un  valore 
deciso dal costruttore (110 [°C] ' default 100 [°C]).  3. '  fornito  il  consenso  all'apertura  della  valvola  elettronica  di  espansione  EEV  con  un  ritardo,  rispetto  all'avvio del compressore, per permettere allo stesso di svuotare parzialmente l''evaporatore e generare 
così una salita veloce del segnale di surriscaldamento che in seguito passa sotto il controllo dell''EEV. A  42    tal  punto  la  valvola  elettronica  stabilizza  in  tempi  molto  rapidi  il  surriscaldamento  del  refrigerante 
riportando il sistema valvola/evaporatore in condizioni ottimali di funzionamento.  Allo  spegnimento  del  compressore  le  valvole  solenoidi  (alimentazione/iniezione  di  liquido)  e  la  valvola 
elettronica sono chiuse immediatamente per evitare possibili allagamenti dell''evaporatore.  Gestione della valvola d''iniezione di liquido comandata dalla temperatura di mandata del compressore.  '  gestita  con  una  logica  a  gradino,  con  setpoint  e  differenziale  in  base  alla  temperatura  di  mandata  del 
compressore  (apertura  al  superamento  del  setpoint  e  chiusura  con  temperatura  inferiore  a 
setpoint+differenziale). Il controller di sistema gestisce un allarme di alta temperatura di mandata e se tale 
grandezza rimane sopra il setpoint per un certo tempo, il compressore è fermato per non compromettere 
l''integrità del circuito.  Tempistiche del compressore.  Il  compressore  può  avere  un  massimo  di  accensioni  orarie  pari  a  sei  per  default  (dato  imposto  dal 
costruttore). Il tempo medio minimo fra due accensioni successive è di dieci minuti.  Il  tempo  minimo  di  accensione  è  di  cinque  minuti.  Questo  parametro  dice  in  modo  implicito  che  non  è 
consigliabile  un''attacca/stacca  della  macchina,  per  motivi  d''integrità  del  compressore.  Ciò  suggerisce  di 
andare a modulare il sistema a frequenza bassa quando il fabbisogno di resa diventa ridotto. Non bisogna 
nemmeno  tenere  acceso  il  compressore  impropriamente  per  troppo  tempo,  per  non  scendere  con  la 
temperatura  del  volume  servito  sotto  i  valori  di  setpoint,  tanto  da  deteriorare  i  prodotti  esposti,  poiché 
potrebbero essere irrimediabilmente compromessi.  Il tempo minimo di spegnimento della macchina è impostato con un minimo di tre minuti, per prepararlo 
alla successiva ripartenza.  Avviamento del compressore.  Per un certo tempo dalla partenza del compressore, impostabile dall''utente (minimi 60 [s] ' default 120 [s]), 
lo stesso deve funzionare con un limite superiore di 3000 [RPM].  In realtà nelle prove fatte, tale velocità è stata ridotta a 1500 [RPM].   Dopo tale forzatura, il controllo della frequenza passa sotto la diretta gestione di un algoritmo PID.  inverter 0 ( ) m ( ) ( ) t set p set I set D d S S K S S K S S dt K dt ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
4.2.1  Dove:  - minverter: frequenza inverter; 
- KP: costante proporzionale del PID; 
- KI: costante proporzionale del PID; 
- KD: costante proporzionale del PID; 
- S: segnale processato; 
- Sset: valore di setpoint.  Il resto della simbologia, compresi gli operatori d''integrazione e di derivazione hanno chiaro significato.  43    ' possibile accelerare il compressore con il massimo valore di derivata del segnale di frequenza, pari a:  max 2, 217 f Hz t s ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
4.2.2  '  interessante  soffermarsi  su  un  particolare  della  regolazione  di  velocità  del  compressore.  L''inverter 
possiede un''elettronica di proprietà del produttore e questa è resa inaccessibile a terzi. Quest''elettronica 
riceve via bus la frequenza desiderata dal controller di sistema, ma non la esegue in modo incondizionato. 
Infatti,  le  rampe  di  velocità  sono  gestite  interamente  dal  firmware  dell''inverter,  il  quale  processa  le 
richieste  del  controller  esterno  e  le  fa  eseguire  al  sistema  inverter/motore  nel  modo  più  congeniale  allo 
stesso.  Probabilmente  ciò  è  imputabile  a  limiti  dettati  dall''inerzia  del  rotore,  il  quale  con  brusche 
accelerazioni della frequenza del vettore campo magnetico potrebbe perdere la sincronia con lo statore.  ' possibile che la temperatura dell''aria scenda per brevi periodi sotto il setpoint senza che questo comporti 
uno spegnimento del compressore; questo per evitare che oscillazioni attorno ad esso causino interruzioni 
non necessarie. Per tale motivo, intorno al setpoint è prevista una banda morta. Eventuali fluttuazioni sono 
mitigate dal PID.  Loop di regolazione del compressore.  Si tratta di una regolazione con setpoint e banda centrata.    Figura 4.2.1 '' Regolazione.  La sonda di regolazione è quella della temperatura di mandata dell''aria (default). Questa grandezza è stata 
usata anche nelle prove per i motivi di stabilità di regolazione già discussi.   Il  compressore  si  spegne  quando  la  temperatura  di  regolazione  scende  sotto  il  setpoint  differenziale 
impostato e contemporaneamente la velocità del compressore è al minimo (1500 [RPM]).  Il compressore può essere spento anche dalla logica del PID quando nel ciclo si scende sotto la temperatura 
minima ammissibile.  Regolazione all''interno dell''inviluppo del compressore.  Tregolazione Set Vel. min Vel. max Set - Banda Set + Banda 44    Durante la regolazione è calcolato e verificato in tempo reale il punto di funzionamento del compressore in 
coordinate  di  temperatura  satura  (Tev;Tcond),  in  quanto  è  necessario  controllare  che  esse  siano  all''interno 
dell'' inviluppo fornito dal costruttore (figura 2.6.1).  Nel caso in cui le condizioni di lavoro spingano la macchina all''esterno dell''area ammissibile, in precedenza 
specificata e valida per l''intero campo di frequenza, è attuata una procedura di sicurezza  che modifica la 
risposta del compressore, tentando di rientrare all''interno dell''inviluppo stesso.  Se tali condizioni permangono, è segnalato un allarme ed è interrotta la regolazione.  ' permanentemente calcolato il termine:  envelope 0 ( ) m ( ) ( ) t set p set I set D d S S K S S K S S dt K dt ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
4.2.3  Dove:  - menvelope: differenza di frequenza; 
- KP: costante proporzionale del PID; 
- KI: costante proporzionale del PID; 
- KD: costante proporzionale del PID; 
- S: segnale processato; 
- Sset: limite dell''inviluppo nella specifica condizione.  Tale grandezza ha una magnitudo pari a zero in caso di funzionamento nell''area ammissibile.  Tale termine è aggiunto all''output prima specificato:  inverter envelope 0 ( ) m ( ) ( ) m t set p set I set D d S S K S S K S S dt K dt ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
4.2.4  Questa  condizione  serve  per  far  superare  al  circuito  frigorifero  eventuali  situazioni  critiche  momentanee, 
favorendo in tal modo la continuità di servizio e interrompendo solo quando la situazione di pericolo non 
cessa in tempi sopportabili dal compressore.  In  caso  di  condizioni  fuori  dall''inviluppo,  la  protezione  del  compressore  avrà  la  priorità  sulla  regolazione 
della temperatura dell''aria che potrà permanere poco sopra o sotto il setpoint a tempo indeterminato.   Anche in questo caso gli allarmi di bassa e alta temperatura potranno essere utilizzati per non deteriorare 
le derrate conservate, al permanere di condizioni critiche per il compressore.  4.3. Ipotesi e possibili relazioni fra la frequenza e il ritorno dell''olio  Bisogna  valutare  attentamente  il  fatto  che  in  bassa  frequenza  e  alta  temperatura  di  condensazione  l''olio 
potrebbe accumularsi sulle pareti superiori dei tubi orizzontali dell''evaporatore, le quali rimangono lambite 
solo  dal  vapore  a  bassa  velocità  e  in  cui  il  liquido  non  riesce  ad  arrivare  per  motivi  di  conformazione 
fluidodinamica. Tale conformazione fluidodinamica avviene perché alle basse frequenze del compressore, 
l''evaporatore  elabora  una  portata  di  massa  specifica  bassa  per  effetto  delle  elevate  sezioni  del  tubo.  Il 
flusso a tal punto tende a stratificarsi.  45    Ciò sembra a primo avviso un punto di riflessione per l''uso prolungato di basse frequenze e condizioni di 
compressore sempre acceso.  Il ritorno dell''olio al compressore non dipenderebbe quindi solo da fattori puramente meccanici, ma anche 
dalla  logica  applicata  dal  controller  della  macchina.  Per  tal  motivo,  si  potrebbero  prevedere  dei  cicli 
periodici di lavaggio dell''evaporatore, con conseguente ritorno dell''olio nel volume in alta pressione dello 
scroll.  Tali cicli potrebbero essere attuati spegnendo il compressore per pochi minuti e tenendo i ventilatori del 
mobile accesi per assicurare una minima quantità di freddo restituito dalla capacità termica della batteria. 
Facendo ripartire il compressore dopo questa ''pausa forzata', il banco frigorifero avrebbe un naturale ciclo 
di  pull'down  con  un  conseguente  picco  di  frequenza  del  compressore,  per  cui  l''olio  sarebbe  riportato 
nuovamente alla sua naturale destinazione.   Tale ritorno è essenziale, poiché l''olio serve a:  1. ridurre le perdite per trafilamento del refrigerante, infatti l''olio opera come una tenuta meccanica; 
2. lubrificare i componenti per ridurre l''attrito.      46    5. MODELLAZIONE FISICA/NUMERICA DEI COMPONENTI FRIGORIFERI  DEL CIRCUITO A BORDO DELL''ESPOSITORE  5.1. Compressore  5.1.1. Introduzione  I  compressori  a  inverter  suscitano  un  forte  interesse  perché  offrono  un  controllo  continuo  della  capacità 
frigorifera, una riduzione dell''emissione acustica, ridotte vibrazioni, correnti di spunto di molto basse, una 
veloce regolazione di temperatura dell''ambiente controllato, operando con elevate frequenze nella fase di 
pull'down  e  parzializzati  nel  seguito,  con  conseguente  riduzione  del  salto  di  pressione  all''interno  del 
circuito,  grazie  anche  al  sovradimensionamento  ''virtuale'  degli  scambiatori.  Tale  situazione  crea  i 
presupposti per ottenere elevati COP.  La  variabile  che  genera  il  maggior  interesse  è  la  temperatura  di  evaporazione,  la  quale  aumenta  al 
diminuire  della  frequenza  di  rotazione  della  macchina.  Negli  espositori  refrigerati  MT,  si  può  addirittura 
ottenere  un  innalzamento  di  temperatura  di  parte  dell''evaporatore,  a  un  livello  superiore  allo  zero,  e 
operare in tal modo con temperature positive sulle alette, sbrinando in modo naturale parte della batteria. 
Con  questo  non  s''intende  dire  che  tale  processo  sia  sempre  positivo,  infatti,  si  potrebbe  avere  una 
solidificazione  con  impaccamento  di  ghiaccio  dovuto  al  bagnamento  e  alla  successiva  solidificazione  della 
brina  allorquando  si  verificasse  una  improvvisa  accelerazione  del  compressore.  Una  brusca  ripartenza  in 
frequenza  della  macchina  potrebbe  essere  dovuta  a  perturbazioni  del  campo  di  temperatura  dell''aria, 
causate dal caricamento del mobile con le derrate alimentari o dalla rottura della lama d''aria da parte degli 
utenti.  Nel  considerare  i  vantaggi  energetici  di  un  compressore  a  inverter,  non  bisogna  dimenticarsi  che  esso  è 
equipaggiato  con  dell''elettronica  di  potenza  e  quindi  quest''ultima  comporta  una  quota  di  dissipazione  di 
calore  sui  dispositivi  a  transistor.  Tale  considerazione  è  correlata  alla  necessità  di  inglobare  le  perdite 
dell''inverter nel consuntivo dell''energia elettrica e quindi nei valori istantanei di potenza assorbita. Questa 
quota è stata considerata nel rendimento globale del compressore.  Altre  perdite  dell''inverter  sono  dovute  alla  distorsione  di  campo  dovuta  alla  tensione  non  proprio 
sinusoidale,  ma  è  noto  che  tali  dissipazioni  sono  irrilevanti  per  frequenze  di  comando  dei  transistor 
superiori ad  1 [kHz]. Nel caso in esame, la frequenza di commutazione è 0,8 [kHz].  Un''altra  importante  considerazione  riguarda  la  variazione  dei  rendimenti  nel  campo  di  frequenza  del 
compressore.  Operare  con  un  compressore  modulabile  ad  alta  frequenza  per  la  quasi  totalità  del  tempo 
significa andare incontro a condizioni non vantaggiose rispetto ai tradizionali compressori a velocità fissa. 
Sembra  quindi  non  conveniente  aumentare  la  frequenza  meccanica  al  sol  fine  di  ridurre  l''ingombro  della 
macchina. Il vantaggio dei compressori a inverter dotati di motore brushless è di operare il più possibile in 
bassa frequenza, in modo tale da sfruttare appieno l''effetto dell''elevata temperatura di evaporazione.  Per  i  compressori  a  bordo  dei  banchi  frigoriferi  con  raffreddamento  centralizzato  del  condensatore  si 
considera  anche  la  condizione  di  condensazione  flottante,  determinata  dagli  effetti  stagionali,  e  ciò 
permette di operare con:  ' scambiatori a basso salto termico con i fluidi secondari;  47    ' minore rapporto di compressione sul compressore;  ' minori frequenze di pilotaggio.  Per  valutare  i  vantaggi  dal  punto  di  vista  teorico,  confrontati  con  altri  possibili  sistemi  destinati  alla 
refrigerazione commerciale, è necessario avere modelli accurati per l''attuazione dei confronti energetici.  Questa sezione tenta di adempiere proprio tale necessità.  Sono  molte  le  semplificazioni  introdotte  nel  modello  realizzato,  soprattutto  per  la  circolazione  dell''olio  e 
degli stati che esso può assumere. L''olio, infatti, non è entrato come elemento a far parte del modello. Non 
si considerano quindi le condizioni in cui l''olio tenderebbe a separarsi e precipitare in fase solida.  Il minimo valore di temperatura testato per il modello del compressore è Tev='20 [°C]. Il modello analitico 
del compressore utilizzato prevede che il limite massimo di temperatura di scarico sia limitato a valor fisso, 
con  temperatura  impostabile  (nelle  simulazioni  usata  a  100  [°C]).  Non  si  considerano  quindi  gli  effetti 
dell''iniezione di liquido se non con la forzatura del valore della temperatura di scarico.  5.1.2. Coefficiente isentropico  Il  lavoro  di  compressione  di  un  processo  adiabatico  è  minimo  se  isentropico.  In  caso  contrario  il  lavoro 
speso per la compressione è maggiore.  A tal proposito possiamo valutare il rendimento isentropico come il 
rapporto  fra  il  lavoro  ideale  e  quello  reale  misurato  in  fase  di  compressione  del  gas,  considerando 
trascurabile lo scambio termico del refrigerante con le spirali:  id is re L
L  '   Eq. 5.1.2.1  ' possibile considerare tale rapporto, nel caso ci sia iniezione di liquido in spirale per raffreddare i gas di 
scarico, con la scomposizione delle compressioni in serie.   Nella refrigerazione, in espositori MT, l''iniezione di liquido in spirale interviene solo in condizioni critiche. 
Nelle normali condizioni di funzionamento l''elettrovalvola del capillare d''iniezione è sempre chiusa.   Nel modello sviluppato l''iniezione di liquido non è stata presa in esame nel rendimento isentropico se non 
per la minore temperatura di scarico indotta dall''apertura del capillare d''iniezione.  ' ' min ;100 scarico scarico T T '   Eq. 5.1.2.2  5.1.3. Coefficiente della politropica di compressione  Il coefficiente ''n' della politropica appare nella seguente forma analitica:  costante n n n in in out out p v p v p v ' ' ' ' '   Eq. 5.1.3.1  48    5.1.4. Rendimento globale del sistema compressore/inverter  Il rendimento globale del sistema compressore/inverter è stato valutato considerando il salto entalpico del 
sistema e la potenza elettrica assorbita totale, compresa quella spesa degli organi di regolazione.  La potenza elettrica assorbita contiene anche le perdite dell''inverter ed i relativi controlli elettronici poiché 
tali componenti fanno parte della macchina e non possono essere scissi al fine del funzionamento. Questo 
compressore,  infatti,  non  può  funzionare  con  la  tensione  della  rete  industriale  per  via  della 
smagnetizzazione  che  subirebbe  il  rotore,  ma  solo  ed  esclusivamente  pilotato  dalla  sua  elettronica  di 
potenza.  ' ' , , , , , out re in re g el compressor el inverter el controller dm h h dt P P P  ' ' ' ' '   Eq. 5.1.4.1  La  potenza  assorbita  dalle  elettrovalvole,  dalle  luci  del  mobile  e  dalla  motorizzazione  delle  serrande 
notturne non è compresa in questo rendimento.  5.1.5. Rendimento volumetrico  Il  rendimento  volumetrico  del  compressore  è  stato  valutato  dal  rapporto  della  portata  massica  elaborata 
(measured)  dal  compressore  e  la  portata  teorica  sviluppata  a  una  determinata  frequenza  dal  cilindro 
equivalente.  ' ' . , measured v m T p V f cyl   ' ' '     Eq. 5.1.5.1  ' ' ' ' ,inner inner , , suction SH suction T p T T p p   ' ' ' ' '   Eq. 5.1.5.2  I  termini  di  surriscaldamento  interno    e  perdita  di  pressione  interna  al  compressore  sono  stati  valutati  a 
livello teorico:  1. il surriscaldamento interno del refrigerante, prima della compressione, è posto pari a zero poiché il  tubo che porta il vapore in spirale, dall''esterno del compressore, è di lunghezza risibile;  2. la  perdita  di  pressione  del  vapore  è  stata  considerata  con  l''equivalente  lunghezza  di  tubo/curve;  anche in questo caso però è di trascurabile entità.  In  realtà,  il  rendimento  volumetrico  dovrebbe  contenere  anche  la  portata  di  refrigerante  iniettata  dal 
capillare, pilotata dalla temperatura dello scarico:  ' ' , . . , misurata liquido capillare v m m T p V f cil   ' ' ' '   Eq. 5.1.5.3  49    La  portata  del  liquido  iniettato  in  spirale  non  è  stata  considerata  nel  modello.  La  portata  del  capillare  è 
stata però stimata tramite il seguente modello numerico, di cui si riporta sia l''espressione matematica sia la 
forma tabellare (Guida AICARR 2005 '' Refrigerazione).   Le condizioni al contorno sono date dal produttore del compressore. Il caso di calcolo è quello inerente ai 
fluidi alogenati.  Si calcola la portata critica del capillare di riferimento, lungo 3 [m] e con diametro pari a 1 [mm]:  2 0 1 2 . i i cr a a p a p m ' ' ' ' '   Eq. 5.1.5.4  Il valore di pressione che compare è riferito all''ingresso del capillare e i coefficienti ai, sono quelli dati per 
fluidi alogenati.   I coefficienti sono in funzione del sottoraffreddamento:  ' ' 1 n j i j j a b SBC ' ' ' '   Eq. 5.1.5.5  Si  è  valutato  il  fattore  di  flusso  (funzione  di  lunghezza  e  diametro  del  capillare)  e  quindi  si  è  moltiplicato 
questo fattore per la portata critica precedente, ottenendo così la portata massica del generico capillare.  1 0 b b L ' ' '   Eq. 5.1.5.6  I coefficienti bi, sono dati in funzione del diametro ':  ' ' 1 n j i j j b c ' ' ' ' '   Eq. 5.1.5.7    Figura 5.1.5.1 '' Portata di massa critica del capillare di riferimento in deflusso critico.  50      Figura 5.1.5.2 '' Pressione critica del capillare di riferimento.    Figura 5.1.5.3 '' Fattore di flusso del capillare.  Si è valutata a tal punto la pressione critica, per vedere se l''uscita del capillare è in condizioni superiori o 
inferiori a questa grandezza.  2 0 1 2 . i i cr a a p a p p ' ' ' ' '   Eq. 5.1.5.8  In tal espressione i coefficienti ai, sono dipendenti ancora da SBC:  51    ' ' 1 n j i j j a b SBC ' ' ' '   Eq. 5.1.5.9  La  pressione  di  scarico  del  capillare  è  superiore  alla  pressione  critica  individuata  e  quindi  è  necessario 
correggere la portata da esso elaborata per un opportuno coefficiente di riduzione:  1 0 b p b L ' ' '   Eq. 5.1.5.10    Figura 5.1.5.4 '' Fattore di correzione della portata critica.  I coefficienti bi, sono dati in funzione del diametro ':  ' ' 1 n j i j j b c ' ' ' ' '   Eq. 5.1.5.11  Se  la  pressione  critica  è  più  bassa  dell''effettiva  pressione  di  evaporazione,  allora  la  portata  erogata  dal 
capillare sarà minore.   La nuova portata di massa è ottenuta da quella critica moltiplicata per un coefficiente correttivo dato da:  u cr i cr p p p p ' ' ' '   Eq. 5.1.5.12  In cui i pedici indicano:  ' i: ingresso;  ' u: uscita;  ' cr: critica.  Tali valori sono riferiti alle pressioni in gioco ai capi del tubo di espansione.  52    Alla fine della procedura si è ottenuta una portata di progetto del capillare di 2,65 [g/s].  '  da  notare  che  tale  valore  assume  valori  bassi  poiché  il  capillare  è  collegato  all''uscita  del  ricevitore  di 
liquido da un capo e dall''altro in una posizione intermedia della spirale.  Il valore diventa rilevante percentualmente alle basse frequenze, dove in un mobile MT però, non sarà mai 
attivata l''iniezione.  5.1.6. Modello del compressore  Il  modello  termico  del  compressore  tiene  conto  della  potenza  meccanica  trasferita  al  fluido,  del  carico 
endogeno e delle dispersioni di calore dello chassis, come decritto da Elson (2006).  I seguenti termini sono stati considerati per il bilancio energetico:  1. potenza meccanica trasferita al fluido; 
2. qR: potenza scambiata dal refrigerante; 
3. qO: potenza scambiata dall''olio; 
4. qI: potenza endogena generata dal motore e dagli attriti meccanici; 
5. qS: potenza dispersa dalla carcassa.  Per semplificare il problema, si sono fatte le seguenti assunzioni:  1. qO è stato ignorato; 
2. qR all''aspirazione è stato ignorato; 
3. all''interno del compressore è stato considerato solo il fluido refrigerante puro; 
4. gli attriti meccanici sono stati ignorati.  La  potenza  sviluppata  all''interno,  è  stata  valutata  solo  nella  quota  prodotta  per  effetto  Joule  dalle 
resistenze statoriche:  ' '2 1 N I i i q R I ' ' ' '   Eq. 5.1.6.1  Dove N indica il numero delle fasi (N=3).  Il calore disperso dallo chassis è stato valutato secondo la differenza di temperatura fra la propria superficie 
e l''aria interna al fono'box, in cui è stato segregato il compressore. Questo dato è stato valutato nelle prove 
di laboratorio. Il coefficiente convettivo esterno alla carcassa è stato considerato di valore costante.  La temperatura della carcassa è stata approssimata alla temperatura di scarico del refrigerante.   ' ' inner_box S chassis chassis chassis q A T T  ' ' ' '   Eq. 5.1.6.2  La potenza elettrica totale è divisa nei seguenti termini:  1. potenza assorbita dal compressore; 
2. potenza dissipata dal inverter; 
3. potenza assorbita dall''elettronica di controllo.  53    Conoscendo  il  salto  entalpico  ai  capi  del  compressore,  è  stato  possibile  stimare  i  contributi  del  carico 
endogeno, delle dispersioni e della potenza trasferita al fluido.  ' stato espresso il lavoro ideale isentropico come:  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' , 1 , , , , , , 1 , 1 , p v p v c T p p c T p c T p v out c T p id in in ev p in v c T p c T p p L p v T SH p c T p p c T p ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.1.6.3  Il lavoro reale è stato ottenuto come:  L id ie L re  '   Eq. 5.1.6.4  Dove:  2 3 2 3 4 5 a b rpm c rpm d rpm e rp f rp g rp h rp i rp ie  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.1.6.5    Figura 5.1.6.1 '' Rendimento isentropico compressore Hitachi.  Bisogna  precisare  che  il  rendimento  isentropico  è  stato  regredito  da  una  dispersione  di  punti  abbastanza 
densa, la quale ha chiaramente mostrato una situazione di dipendenza di questo rendimento da vari fattori 
e  non  solo  dalle  variabili  libere  del  rapporto  di  compressione  (rp)  e  del  numero  di  giri  del  compressore 
(rpm).   54    Entrano in gioco almeno le seguenti altre grandezze:  ' Surriscaldamento del refrigerante;  ' Temperatura di evaporazione;  ' Temperatura di condensazione;  ' Temperatura del vano compressore;  Le  curve  di  questo  rendimento  sono  riportate  nel  seguito  per  un  numero  ridotto  di  rapporti  di 
compressione, in funzione della frequenza del compressore:    Figura 5.1.6.2 '' Rendimento isentropico compressore Hitachi.  Un''altra  rappresentazione  è  riportata  di  seguito,  in  cui  il  rendimento  isentropico  è  riportato  per  più 
frequenze in funzione del rapporto di compressione:    Figura 5.1.6.3 '' Rendimento isentropico compressore Hitachi.  55    Vedendo  il rendimento isentropico in  funzione del  numero  di giri del  compressore è evidente che esso è 
ottimizzato  per  un  certo  campo  di  velocità,  centrato  nell''intervallo  di  regolazione.  Il  grafico  riportante  il 
rendimento  isentropico  in  funzione  del  rapporto  di  compressione  per  più  frequenze  indica  che  i  massimi 
valori  sono  anche  in  tal  caso  imputati  alla  frequenza  di  regolazione  centrata  su  3000  [rpm]  e  per  un 
rapporto di compressione compreso nell''intervallo 3÷5. Tale rapporto di compressione è riscontrabile nei 
banchi frigoriferi destinati alla refrigerazione MT.  La dipendenza di tale rendimento dalla frequenza di rotazione e la sua penalizzazione alle basse frequenze, 
potrebbe esser legata al fatto che:  ' l''olio del compressore fatica a ritornare al carter per il ridotto  effetto di drenaggio causato dalle  basse portate dentro i condotti dell''evaporatore;  ' la circolazione d''olio interna del compressore è comunque più faticosa, con conseguenze sul grado  di lubrificazione e quindi sugli attriti generati e sulla tenute delle spirali.  Le alte frequenze di rotazione si prestano più facilmente alla dissipazione di energia per effetto degli attriti. 
' stato valutato il rendimento volumetrico del compressore, poiché questo è un indice molto importante 
per il calcolo della portata massica. La portata massica risulta:  ' ' . , T p V f m v cyl   ' ' ' '   Eq. 5.1.6.6  Dove f indica la frequenza meccanica [Hz]. Il rendimento volumetrico è stato ricavato nella forma seguente:  2 ln( ) a b rp c rp d rpm v  ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.1.6.7  Di seguito è riportata la superficie di regressione.    Figura 5.1.6.4 '' Rendimento volumetrico compressore Hitachi.   56    '  riportato  il  rendimento  volumetrico  per  vari  rapporti  di  compressione  in  funzione  della  frequenza 
meccanica.    Figura 5.1.6.5 '' Rendimento volumetrico compressore Hitachi.  Il  rendimento  volumetrico  sopra  definito  può  essere  anch''esso  un  interessante  parametro  da  legare  al 
migliore campo di funzionamento della macchina.  A prima vista è facile vedere che migliora ai bassi rapporti di compressione e alle alte frequenze; questo è 
sintomo di minori perdite di trafilamento per il refrigerante.  Infine, è qui riportato il rendimento globale del sistema compressore/inverter.    Figura 5.1.6.6 '' Rendimento globale compressore Hitachi.  57    Esso considera la potenza elettrica assorbita come somma dei contributi di:  1. compressore; 
2. inverter; 
3. elettronica di controllo.  . compressore h m P el g  '' '   Eq. 5.1.6.8  2 3 a b rp c rpm d rpm e rpm g  ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.1.6.9  Il rendimento globale rappresentato ha un andamento decrescente con l''aumentare della frequenza e ciò è 
in linea con l''aumento della corrente statorica e quindi con la dissipazione di potenza per effetto Joule sulle 
resistenze degli avvolgimenti.   ' naturale che la stessa considerazione tocchi al caso di aumento del rapporto di compressione, che genera 
anch''esso l''aumento delle correnti assorbite dalla macchina.  Con l''aumentare della frequenza aumentano anche le dissipazioni meccaniche.  Di seguito è riportato il rendimento globale a vari rapporti di compressione in funzione del numero di giri 
del compressore.    Figura 5.1.6.7 ' Rendimento globale compressore Hitachi.   La temperatura di scarico del compressore è stata calcolata considerando le caratteristiche termofisiche del 
refrigerante R404A.  La forma generale di tali equazioni è data da:  58    ' ' , in in in h f T p '   out in h h h ' ' '   ' ' , out out out T f h p '   Eq. 5.1.6.10  Dato  il  modello  del  compressore,  ci  si  è  riferiti  a  una  raccolta  di  dati  sperimentali,  comprendenti  le 
condizioni  più  varie  di  frequenze  del  compressore,  surriscaldamento  del  refrigerante  e  rapporti  di 
compressione.  A tal punto è stato fatto un confronto fra i risultati ottenuti dal modello e i dati rilevati in 
campo  ed  è  stata  valutata  la  dispersione  dei  valori.  Segue  il  confronto  sulla  previsione  della  potenza 
elettrica assorbita.    Figura 5.1.6.8 '' Potenza reale e calcolata.  Altra grandezza confrontata è la portata di massa elaborata dal compressore.    Figura 5.1.6.9 '' Portata di massa del refrigerante reale e calcolata.  59    Altra grandezza confrontata è la temperatura di scarico.    Figura 5.1.6.10 '' Temperatura di scarico del refrigerante reale e calcolata.  Di seguito sono riportate le curve fornite dal modello. La prima grandezza visualizzata riguarda la portata di 
massa nelle due condizioni di 6000 e 2000 [RPM].  Figura 5.1.6.11 '' Portata massica.  Figura 5.1.6.12'' Portata massica.  La seconda grandezza visualizzata riguarda la potenza elettrica nelle due condizioni di 6000 e 2000 [rpm].  Figura 5.1.6.13 '' Potenza elettrica.  Figura 5.1.6.14 '' Potenza elettrica.  60      Il lavoro ideale risulta:  Figura 5.1.6.15 '' Lavoro ideale.  Figura 5.1.6.16 '' Lavoro ideale.  Il  lavoro  reale  di  compressione  mostra  l''effetto  delle  irreversibilità,  soprattutto  quando  il  rapporto  di 
compressione aumenta per la crescita della temperatura di condensazione.  Figura 5.1.6.17 '' Lavoro reale.  Figura 5.1.6.18 '' Lavoro reale.  La temperatura di scarico del compressore è condizionata dall''iniezione di liquido della valvola a solenoide 
che  interviene  in  caso  di  temperatura  superiore  a  100  [°C]  (100 [°C]  al  posto dei  110  [°C] di  temperatura 
massima consentita, per motivi di sicurezza della macchina).  Figura 5.1.6.19 '' Temperatura di scarico.  Figura 5.1.6.20 '' Temperatura di scarico.  61    Tale  sicurezza  è  applicata  al  circuito  frigorifero  per  non  andare  a  deteriorare  le  caratteristiche 
termochimiche  dell''olio  di  lubrificazione.  Sui  circuiti  con  pressostato  di  sicurezza  tarato  a  28  [bar],  lo 
sgancio del teleruttore potrebbe intervenire prima dell''intervento dell''iniezione di liquido. In caso di bassa 
frequenza, la temperatura di scarico supera il limite consentito solo a evaporazioni più basse.  L''ultima grandezza visualizzata riguarda il desurriscaldamento del refrigerante.  Tale aspetto è legato principalmente allo scambio termico del condensatore e alla sua scelta.  Figura 5.1.6.21 '' Desurriscaldamento del refrigerante.  Figura 5.1.6.22 '' Desurriscaldamento del refrigerante.  5.2. Evaporatore  5.2.1. Introduzione  L''evaporatore è costituito da una batteria alettata a circolazione forzata, costituita da 3 circuiti e 8 ranghi in 
controcorrente  perfetta.  L''evaporatore  si  sviluppa  in  lunghezza  per  2,195  [m]  e  i  tubi  sono  di  diametro 
esterno  di  12  [mm]  e  di  spessore  del  rame  di  0,3  [mm].  I  tubi  sono  di  rame  (Cu)  e  di  tipo  a  parete 
interna/esterna liscia. Le alette sono di spessore di 0,20 [mm] con un passo di 8 [mm]. Esse sono composte 
di singoli fogli d''alluminio liscio di dimensioni 280 x 105 [mm 2]. L''evaporatore è stato scomposto in volumi  finiti per poterne analizzare il comportamento fisico nella singola cella.  5.2.2. Modellizzazione della conformazione fluidodinamica del flusso di 
refrigerante 
La conformazione di flusso del refrigerante è stata modellizzata secondo le mappe fluidodinamiche per tubi 
lisci  orizzontali  come  descritto  da  Thome  et  all  (1998).  Nel  caso  corrente  le  mappe  sono  usate  per 
refrigerante R404A. Sono stati individuati i tipi di flusso per compiere una stima dei coefficienti di scambio 
convettivo interni al tubo, secondo l''area interessata dall''interfaccia di liquido/parete e vapore/parete.  In tale modello, il limite di transizione fra flusso anulare/intermittente e ondoso stratificato è dato da:  ' ' ' ' 0.5 2( ) , 1( ) 0.5 2 2 2 16 1 1 50 25 2 1 2 F q Gd in tube F q wavy L Ld A g dm We L G x A dt h Fr x h Ld      ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 
5.2.2.1  62    Dove:  2 , g We in tube L Fr L    ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.2  Ci  sono  poi  gli  esponenti  empirici  adimensionali  (essi  includono  l''effetto  del  flusso  termico  all''inizio  della 
zona di dryout dell''evaporatore nella zona di flusso anulare):  2 1( ) 646.0 64.8 Q Q F q Q Q DNB DNB ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   2( ) 18.8 1.023 Q F q Q DNB ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.3  La correlazione di Kutatelazde (1948) è stata usata per normalizzare il flusso termico locale (DNB: Departure 
of Nucleate Boiling).  ' ' 0.25 0.5 0.131 Q h g DNB G LG L G     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.4  Il limite di transizione da flusso anulare a misto è dato da:  0.5 2 , 2 2 7680 Gd in tube mist A g dm We L G A dt x Fr L Ph      ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.2.5  Il fattore di frizione risulta:  1.138 2 log 1.5 Ph A Ld   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.6  Valutando  il  punto  di  minimo  della  precedente  funzione  (Eq.  5.2.2.5),  possiamo  stabilire  le  seguenti 
condizioni:  ' ' ' ' min min min ; ; mist mist mist dm x x x A dt dm A dt dm x x x A dt '' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.7  La transizione fra flusso stratificato ondoso e pienamente stratificato è data da:  63    ' ' ' ' 1
3 2 2 1.25 , 2 3 226.3 1 Ld Gd in tube strat A A g dm G L G L A dt x x       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.2.8  Nella  mappa  corretta  da  Wojtan  et  all.  (2004),  si  deve  aggiungere  la  condizione  seguente,  la  quale  tiene 
conto del titolo di vapore che segna la barriera tra comportamento intermittente e anulare, come spiegato 
in seguito.  ' ' ' ' ' ' ; ; IA IA strat strat IA strat dm x x x A dt dm x A dt dm x x x A dt '' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.9  Inoltre s''individua una zona di passaggio da flusso stratificato ondoso a flusso ondoso nella zona in cui si ha:  ' ' ' ' IA IA slug wavy x x dm x dm x A dt A dt ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.10  La soglia di flusso a bolle è data da:  ' ' ' ' 1 1.75 2 1.25 , 1.75 2 0.25 256 0.3164 1 Ld Gd in tube bubbly id A A g dm L L G A dt x P L       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.11  Normalmente questo tipo di flusso non avviene mai nell''evaporatore.   Infine si è valutato il confine tra tipi di moto nella zona di dryout. I parametri da definire sono il titolo in cui 
inizia  il  dryout  e  quello  in  cui  il  film  di  liquido  svanisce  e  lascia  posto  solo  allo  spray  che  finisce 
l''evaporazione del liquido trascinato dal flusso turbolento di vapore (figura 5.2.2.1).   Definiamo i parametri d''interesse per ciò che riguarda il titolo di vapore:  1. xdi: titolo di inizio del dryout; 
2. xde: titolo di estinzione del film liquido.  Essi sono definiti come segue, da Mori (2000) e modificati da Wojtan et all (2005):  0.7 0.25 0.17 0.37 0.27 0.09 0.38 0.15 0.52 0.235 0.57 0.058 0.58 0.61 G G G L DNB G G G L DNB q We Fr q di q We Fr q de x e x e     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.12    64      Figura 5.2.2.1 '' Deflusso bifase nell''evaporatore.  A tal punto è possibile calcolare le curve d''interesse che vanno a modificare la mappa di flusso del modello. 
La transizione fra flusso anulare e dryout è data da:  ' ' 0.926 0.17 0.37 0.7 0.25 1 0.58 , ln 0.52 0.235 1 , dryout in tube x G L dm A dt q G q g L DNB in tube G L G 
        ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.13  La transizione fra dryout e flusso misto invece:  ' ' 0.943 0.38 0.15 0.27 0.09 , 1 0.61 , ln 0.57 0.058 1 , mist de in tube x G L dm A dt q G q g L DNB in tube G L G 
        ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.14  Il limite di separazione verticale fra flusso intermittente e anulare è assunto avvenire a un numero fissato 
valore del fattore di Martinelli.  Tale valore è assunto pari a 0.34. Il fattore di Martinelli è valutato come segue:     0.5 0.125 0.875 1 tt x G G X x L L     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.2.15  65    Risolvendo  per  il  valore  del  titolo,  si  può  trovare  il  valore  del  titolo  di  vapore  stesso  che  segna  la 
separazione tra il flusso Intermittente (I) e anulare (A) e si trova quindi la barriera di xIA.  1 1 1 1.75 7 0.2914 1 IA G G x L L     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.16  Di seguito è riportata una sezione del tubo interno con i riferimenti geometrici della conformazione fluida.    Figura 5.2.2.2 '' Sezione di tubo e area occupata dalle fasi di liquido e vapore.  I termini sono identificati come:  L P è il perimetro bagnato.  G P è il perimetro a contatto con il vapore.  h è l''altezza del liquido stratificato.  i P è la lunghezza dell''interfaccia liquida.  G A è area trasversale occupata dal vapore.  L A  è area trasversale occupata dal liquido.  Il grado di vuoto del tubo è il rapporto fra queste due ultime grandezze.   ' necessario normalizzare con il diametro del tubo le seguenti sei grandezze adimensionali:  66    , h h LD in tube  '   , P L P Ld in tube  '   , P G P Gd in tube  '   , P i P id in tube  '   2 , A L A Ld in tube  '   2 , A G A Gd in tube  '     Eq. 5.2.2.17  Consideriamo che:  ' ' ' ' ' ' 0.5 0.5 0.5 0.5 8 2 1 3 0.5 12 1 8 15 4 h LD h h h Ld Ld Ld P Ld P P Gd Ld h h h h Ld Ld Ld Ld A Ld A A Gd Ld   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 8 2 1 3 12 1 8 1 15 4 h LD h h h Ld Ld Ld P Gd P P Ld Gd h h h h Ld Ld Ld Ld A Gd A A Ld Gd   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.2.18  67    ' ' 0.5 0 1 2 1 h Ld P h h id Ld Ld ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.19  Siccome  h  nel  nostro  caso  è  un  termine  sconosciuto,  è  stato  adottato  inizialmente  un  procedimento 
iterativo per la soluzione dell''equazione seguente:  0.25 0.25 3 2 2 2 2 64 64 P P P P P A Gd id Gd id id Ld X tt A A A P P Gd Gd Ld Ld Ld     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.20  Una  volta  che  il  parametro  hLd  è  conosciuto,  tutte  le  equazioni  possono  essere  calcolate  e  le  curve  di 
transizione possono essere tracciate.  Nel  seguito  tale  calcolo  è  stato  semplificato,  eliminando  le  iterazioni  e  usando  il  modello  di  Rouhani'
Axelsson (1970) per il calcolo del grado di vuoto del tubo orizzontale.  ' ' ' ' ' ' ' ' 1 0.25 0.5 1.18 1 1 1 0.12 1 x g x x x L L G x G G G L L         ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
5.2.2.2
1  L''angolo  di  stratificazione  (figura  5.2.2.3)  è  ora  direttamente  ottenibile,  poiché  si  è  fatto  uso  del  calcolo 
approssimato, come indicato dal modello di Biberg (1999):  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   1 1 1 3 3 3 2 2 3 1 1 2 1 1 2 2 2 1 1 1 2 1 1 4 1 200 strat             ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.2.22    Figura 5.2.2.3 '' Modello di distribuzione di liquido e vapore nella sezione di tubo.   68    I valori seguenti sono direttamente determinabili:  ' ' 2 1 , A A Ld in tube   ' ' '     2 , A A Gd in tube   ' '     2 0.5 1 cos 2 strat h Ld  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '     2 sin 2 strat P id  ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.2.23  5.2.3. Modellizzazione dei coefficienti di scambio del refrigerante  Il  calcolo  del  coefficiente  convettivo  locale  nella  zona  interessata  dal  refrigerante  segue  un  approccio 
fenomenologico basato sulla conformazione del flusso sviluppato nella sezione trasversale del tubo.   Il valore assunto dal coefficiente è legato alla struttura bifase nella zona di evaporazione e dalle condizioni 
di portata in zona di surriscaldamento del refrigerante.  Per  il  flusso  di  tipo  ''slug'  e  ''plug',  si  considera  che  tale  conformazione  sia  equivalente  al  moto 
intermittente perché le pareti del tubo sono continuamente bagnate dalle onde del refrigerante.   Il flusso intermittente è a sua volta modellizzato come un flusso anulare, con ragionevole successo secondo 
Thome et all (1998).  Il flusso anulare con parziale dryout è modellizzato come un flusso stratificato ondoso.  L''equazione  generale  del  coefficiente  di  scambio  convettivo  interno  al  tubo  piano,  considera  una  media 
pesata del coefficiente convettivo, con l''area in cui esso insiste:  2 , , 2 , in tube dry vapor in tube dry wet tp in tube         ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.1  Il  coefficiente  di  scambio  della  zona  bagnata  dal  refrigerante  è  ottenuto  per  un''espressione  di  tipo 
asintotico che combina il coefficiente di nucleazione (nb) con quello convettivo (cb):  ' ' 1 3 3 3 0.8 wet nb cb    ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.2  Per il coefficiente che tiene conto della quota dovuta alla nucleazione, si è usata la relazione dimensionale 
della pressione ridotta di Cooper (1984):  69    ' ' 0.55 0.12 0.5 0.67 10 55 log p p M q Fc nb r r  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.3.3  La rugosità superficiale è considerata di 1 [μm].  Il fattore Fc  di Thome (1989) è usato come termine correttivo, poiché il refrigerante usato è una miscela 
quasi azeotropica e non un fluido puro o una miscela azeotropica. Tale fattore rappresenta una resistenza 
al trasferimento di massa per il Pool Boiling. Questo termine è calcolato come:  ' ' 0.55 0.12 0.5 0.67 10 1 55 log 1 1 L LG L q h glide Fc p p M q r r T e q   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.4  Il coefficiente di trasmissione di massa è preso al valore costante di:  0.0003 [m/s] L  '   Eq. 5.2.3.5  Il termine M si riferisce al peso molecolare.   La quota concernente il coefficiente convettivo, è data da:  ' ' ' ' 0.4 0.69 4 1 0.0133 1 c G x pL L cb L L        ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.6  Per la porzione di vapore è stata usata la relazione di Dittus'Boelter (1930):  0.4 0.8 , 0.023 , c G x pG in tube G G vapor G G in tube         ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.7  Consideriamo il ''dry angle' pari a zero, nel caso di flusso:  1. ondoso; 
2. anulare; 
3. intermittente.  Ciò si esprime con la seguente condizione geometrica:  0 dry ' '   Eq. 5.2.3.8  Per flussi di tipo stratificato/ondoso possiamo scrivere:  0.61 high dry strat high low G G G G ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.9  70    Per flussi di tipo slug'stratificato/ondoso possiamo semplificare la relazione nel seguente modo:  0.61 high dry strat IA high low G G x x G G ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.10  Lo spessore del liquido è calcolato invece come segue:  2 2 , , 2 2 2 dry A in tube in tube L     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.3.11  5.2.4. Perdite di carico lato refrigerante  Per  le  perdite  di  carico  lato  refrigerante  è  stato  usato  un  modello  che  tiene  conto  del  fattore  di  frizione 
come coefficiente fenomenologico (Thome et all '' 2006).   Tale  valore  è  condizionato  dalla  conformazione  di  flusso  e  dal  tipo  d''interfaccia  che  si  sviluppa  tra 
refrigerante e parete.  Le tipologie di flusso prese in considerazione per la determinazione delle perdite di carico sono le seguenti:  ' flusso pienamente stratificato;  ' flusso anulare ('dry=0);  ' flusso stratificato/ondoso.  Descrivendo le relazioni del modello, possiamo scrivere per il flusso anulare che le perdite di carico sono 
date da:  2 2 , i annular annular v dp G G f dz in tube   ' ' ' '   Eq. 5.2.4.1  Il fattore di frizione è calcolato per mezzo della seguente relazione:  ' ' 0.4 1.2 0.08 2 0.034 0.67 , i annular g L G G f We L in tube L L         ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.2  Per il calcolo delle velocità delle due fasi si può scrivere:  ' ' ' ' 1 1 G x v G G G x v L L     ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.3  71    Per  la  zona  interessata  da  flusso  slug/intermittente,  possiamo  semplificare  il  problema  delle  perdite  di 
carico nel seguente modo:  0.25 0.25 slug+intermittent L annular 1 IA IA dp dp dp dz dz dz     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.4  Dove il termine per il liquido risulta: 2 L 1 4 2 , L L dp L f G dz in tube   ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.5  Il termine anulare è definito come in precedenza. Il fattore di frizione per il liquido e il relativo numero di Reynolds sono definiti da: 0.25 0.079
Re L f '   Eq. 5.2.4.6  , Re L G in tube   ' '   Eq. 5.2.4.7  Le perdite di carico valutate in caso di flusso stratificato/ondoso sono date da:  2 / / 2 , i stratified wavy stratified wavy v dp G G f dz in tube   ' ' ' '   Eq. 5.2.4.8  Il fattore di frizione è definito nel seguente modo:  ' ' / 1 i dry dry i stratified wavy annular f f f G ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.9  Il fattore di frizione del vapore con il rispettivo valore del numero di Reynolds è dato da:  0.25 0.079
Re f G '     Eq. 5.2.4.10  , Re G x in tube G    ' ' ' '   Eq. 5.2.4.11  Per il flusso di tipo slug'stratificato/ondoso possiamo scrivere:  0.25 0.25 slug+SW L / 1 stratified wavy IA IA dp dp dp dz dz dz     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.4.12  In caso di flusso misto si ha:  72    2 mist 2 , i mist H dp G f dz in tube   ' ' ' '   Eq. 5.2.4.13  Questo flusso, appena descritto, è caratterizzato da goccioline continuamente trascinate dentro la corrente 
di vapore. Per tal motivo è descritto da un modello omogeneo, da cui il pedice ''H'.   In caso di passaggio in zona di dryout, le perdite di carico sono valutate come segue:  di di de dryout dryout dryout dryout x x x x x x x x dp dp dp dp di dz dz x x dz dz de di ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.14  Per il flusso stratificato l''equazione usata è la seguente:  ' ' 1 i strat strat i stratified annular f f f G ' ' ' ' ' ' '     Eq. 5.2.4.15  ' ' 2 2 , IA i stratified stratified x x v dp G G f dz in tube   ' ' ' ' '     Eq. 5.2.4.16  ' ' ' ' 0.25 0.25 L 1 IA IA stratified x x stratified x x IA IA dp dp dp dz dz dz     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.4.17  Nei  gomiti  delle  curve  si  è  usato  un  semplice  fattore  moltiplicativo  corrispondente  a  una  lunghezza 
equivalente data dall''angolo di curvatura.  5.2.5. Modellizzazione dei coefficienti di scambio dell''aria  Il lato aeraulico è caratterizzato dall''equilibrio fra perdite di carico dell''aria e le curve dei ventilatori. Questo 
equilibrio  si  stabilisce  poiché  un  elemento  attivo  (ventilatore)  risponde  a  un  sistema  passivo  (batteria 
alettata). Quest''ultimo genera la resistenza aerodinamica che porta il ventilatore a instaurare una precisa 
portata volumetrica. Dalla velocità di deflusso del gas dipendono la turbolenza e di conseguenza l''intensità 
di scambio termico.   Tali caratteristiche sono in funzione del tempo a causa del fenomeno di accrescimento della brina. Proprio 
tale  fenomeno  ha  introdotto  una  notevole  complicazione  nella  modellizzazione,  se  pur  semplificata,  del 
lato esterno della batteria.  Iniziamo con la descrizione dei principali parametri calcolati (ASHRAE H. ' 2009).  La pressione (totale standard) è funzione della quota geodetica ''z':  ' '5.2559 -5 101325 1 2.25577 10 T O T p z ' ' ' ' '   Eq. 5.2.5.1  La  pressione  di  saturazione  dell''acqua  è  stata  calcolata  con  la  seguente  forma  esponenziale  in  funzione 
della variabile di temperatura:  73    2 3 4 2 3 1 2 3 4 5 6 7 ln( ) 100 0 v 8 9 10 11 12 13 ln( ) 0 200 p c c c T c T c T c T c T T T C T C c c c T c T c T c T T T C T C e e ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' '' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ''   Eq. 5.2.5.2  La pressione parziale dell''aria secca è data da:  ' ' air TOT v p p altitudine p ' '   Eq. 5.2.5.3  ' stata applicata l''equazione dei gas perfetti:  T R n V p ' ' ' '   Eq. 5.2.5.4  Da cui:  air p V m R T ' ' ' '   Eq. 5.2.5.5  L''umidità specifica a una certa RH si trova calcolando:  ' ' 100% 100 v v RH RH p RH p ' ' '   Eq. 5.2.5.6  Da cui l''umidità specifica in una data condizione:  ' ' ' ' ' ' ' ' 0.62198 v TOT v p RH x RH p altitudine p RH ' ' '   Eq. 5.2.5.7  Il volume specifico e la densità sono correlati nel seguente modo:  1 air air air air R T v p  ' ' '   1 v v v v R T v p  ' ' '   Eq. 5.2.5.8  Altre  proprietà  termofisiche  dell''aria  sono  sottoforma  di  rappresentazione  polinomiale  in  funzione  della 
sola temperatura:  ' ' 10 , 0 , 101325[ ] Ti p air air i i c T p Pa a ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' 10 0 , 101325[ ] Ti air air i i T p Pa a  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' 10 0 , 101325[ ] Ti air air i i T p Pa a  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' 10 0 Pr , 101325[ ] Ti air air i i T p Pa a ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.5.9  Lo stesso vale per le proprietà dell''acqua (liquida e vapore):  74    ' ' 2 10 0 0 10 0 0 T T i i i T C H O i i i T C a T b  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '
'   ' ' 2 10 0 0 10 0 0 T T i i i T C H O i i i T C a T b  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '
'   ' ' 2 10 0 0 _ 10 0 0 T T i i i T C p H O i i i T C a C T b ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '
'   ' ' 2 10 0 0 _ 10 0 0 T T i i i T C LAT H O i i i T C a C T b ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '
'   Eq. 5.2.5.10  L''entalpia dell''aria è data da:  ' ' ' ' _ , _ w et a ir p a ir a ir L A T p v a ir h c t x R H C c t ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.5.11  Una volta definiti i parametri fisici d''interesse si è affrontato il calcolo del coefficiente di scambio convettivo 
tramite il fattore di Colburn j, come descritto da Wang (2000):  1
3 Re Pr air Nu j ' '   Eq. 5.2.5.12  Il  fattore  di  Colburn  è  stato  valutato  in  base  all''ipotesi  di  singolo  rango  perché  la  soluzione  numerica 
adottata ha preso come riferimento delle celle contenenti singole ''fettine' di tubo.  ' ' ' ' 1.9 0.23 ln Re 0.236 0.126 ln Re 1.084 0.786 , 0.29 , , 0.108 Re fin fin fin t tube l tube collar h t tube X X X X j X X ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.5.13  Dove si è indicata con X la dimensione geometrica inerente ai seguenti pedici:  ' t,tube: distanza trasversale dei tubi;  ' l,tube: distanza longitudinale dei tubi;  ' fin: passo delle alette.  Per ciò che riguarda la dimensione geometrica del diametro, indicata con ', i suoi pedici indicano:  ' collar: il diametro del collare;  ' h: il diametro idraulico.  Il coefficiente di trasferimento di massa è dato dalla relazione di Lewis:  , m p air c Le   ' '   Eq. 5.2.5.14  75    Dove ''Le' rappresenta il numero Lewis, che nei due casi è (Lee '' 2003):  1. acqua condensata=1; 
2. brina =0.905.  Il  numero  di  Reynolds  è  valutato  in  base  alla  sezione  di  passaggio  che  è  dipendente  dal  tempo,  e  dalle 
condizioni di brinamento della singola cella di calcolo:  Re air air G h   ' '     air air dm dt G A '   Eq. 5.2.5.15  5.2.6. Perdite di carico lato aria  L''ostruzione dei canali aeraulici determina come risposta dei ventilatori una riduzione della portata d''aria 
elaborata. La conseguenza è che a parità di potenza scambiata, l''aria subirà un incremento di differenza di 
temperatura  che  si  ripercuoterà  in  modo  negativo  sulla  pressione  d''evaporazione.  In  tal  caso,  anche 
l''inverter risponderà accelerando la macchina, con tutte le conseguenze sull''efficienza vista in precedenza, 
dovuta alle maggiori perdite per l''aumento del rapporto di compressione e le correnti elettriche assorbite.  La perdita di carico totale è data, secondo Kays'London (1973) e come riportato da Branislav et all (2006), 
dalla seguente sommatoria di perdite di carico, come spiegato nel seguito:  in HE out p p p p ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.1  I vari pedici delle differenze di pressione indicano rispettivamente:  ' in: ingresso;  ' out: uscita;  ' HE: heat exchanger.  La  prima  perdita  di  carico  dell''aria  avviene  in  concomitanza  all''ingresso  in  batteria,  dove  si  costringe  il 
flusso ad affrontare la prima deformazione, dovuta alla variazione di sezione e geometria.  Possiamo dunque scrivere:  ' ' 2 2 1 2 in in in w p Kc   ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.2  Nel caso di brinamento è utile tenere in debita considerazione la perdita in ingresso poiché essa dipende 
dal  tempo  a  causa  dell''accrescimento  del  manto  di  brina.  All''uscita  dello  scambiatore  il  flusso  d''aria 
riprenderà pressione decelerando per il motivo opposto al sopraddetto:  ' ' 2 2 1 2 out out out w p Ke   ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.3  76    In questo caso la perdita per espansione terrà conto del diverso spessore della brina nel rango d''uscita dei 
tubi.  Queste due perdite sono corrette da un coefficiente C, trovato sperimentalmente da Chen, il quale osserva 
che durante il processo di brinamento, l''entrata del canale aeraulico subisce un arrotondamento per opera 
della brina.  La relazione è la seguente:  0.65 0.5 0.1 0.5 frost frost fin fin frost fin C       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ''   Eq. 5.2.6.4    Nelle due precedenti relazioni compare il rapporto di contrazione della sezione trasversale, dato in forma 
analitica dalla seguente formulazione:  ' ' ' ' , , t tube collar fin fin t tube fin X X X X   ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.5  Le velocità in ingresso e uscita dell''aria sono definite dalle seguenti relazioni:  , , air in air in air out air out dm dt w B H dm dt w B H     ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.6  I termini B e H rappresentano rispettivamente la base e l''altezza dell''area frontale della batteria.  La perdita di carico interna allo scambiatore è definita come la differenza di pressione statica e consiste in 
due distinti termini:  HE f ad p p p ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.7  Il  primo  termine  a  destra  dell''uguaglianza  si  riferisce  agli  effetti  della  frizione  che  il  flusso  d''aria  esercita 
contro le pareti lambite e può esser così definito:  ' ' 2 , 2 2 2 in out in out t tube f air h w w X p f   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.8  Dove il coefficiente di frizione è il Fanning friction factor.  77    La  perdita  di  pressione  causata  dalle  accelerazioni/decelerazioni  dovute  al  gradiente  di  densità  è  invece 
data da:  2 2 ad out out in in p w w   ' ' ' ' '   Eq. 5.2.6.9  5.2.7. Sistema ventilatore­batteria alettata  La portata d''aria elaborata dalla batteria alettata è determinata dalla risposta del ventilatore.   Nella  realtà  la  risposta  del  ventilatore  dipende  anche  dal  trafilamento  dell''aria  attraverso  le  lamiere  del 
banco,  che  si  comportano  come  bypass  veri  e  propri.  Nelle  costruzioni  commerciali,  tali  difetti  non  sono 
rari.  Il modello prevede che man mano che la formazione della brina procede e la portata d''aria si sbilancia nei 
canali, un calcolo per tentativi va a ridistribuire la portata stessa, in modo che la condizione al contorno sia 
una ugual perdita di carico su tutta la lunghezza dell''evaporatore.   Il modello non simula i bypass d''aria delle lamiere del banco.  5.2.8. Accrescimento della brina  L''accrescimento  della  brina  sulla  superficie  metallica  delle  batterie  alettate  determina  effetti  negativi  sia 
per la resistenza termica introdotta sia per le perdite di carico crescenti al crescere del suo spessore o della 
rugosità superficiale. La modellizzazione della crescita di brina è un punto cruciale per la valutazione delle 
prestazioni di uno scambiatore di calore. Tale importanza deriva sicuramente dalla possibilità di simulare un 
ampio  campo  di  condizioni  che  sarebbero  altrimenti  impossibili  o  troppo  costose  da  realizzare  in  una 
campagna di prove reali. Questo permette di studiare la sensibilità di alcuni parametri sui quali può essere 
fatta un''opera di ottimizzazione del circuito frigorifero. Lo scopo del modello di accrescimento della brina è 
di  prevedere  lo  sviluppo  sulla  coordinata  spaziale  radiale  ''z',  considerando  lo  sviluppo  nella  variabile 
temporale  ''t'.  Tale  considerazione  evidenzia  l''ipotesi  su  cui  si  basa  tale  modello,  vale  a  dire  di  solo 
accrescimento  verticale.  Sono  quindi  trascurati  i  fenomeni  di  sviluppo  trasversale  (assi  x  e  y)  rispetto 
all''asse ''z' dei cristalli dendritici. A livello macroscopico l''accrescimento rimane comunque di concezione 
spaziale. Come descritto da Hayashi (1977), la cristallizzazione è divisa fondamentalmente in due periodi:  ' l''accrescimento  dei  primi  cristalli  (essi  sono  derivanti  dal  congelamento  delle  particelle  liquide  precipitate  sulla  superficie  metallica  delle  alette  e  costituiscono  i  primi  punti  di  nucleazione  del 
ghiaccio, offrendo così le basi per lo sviluppo verticale delle strutture cristalline);  ' lo sviluppo del manto di brina.   La  rugosità  ha  un  picco  di  massimo  nella  fase  di  accrescimento  dei  cristalli  a  causa  del  loro  sviluppo 
verticale, come riportato nell''esempio seguente (figura 5.2.8.1 ' Yun e all '' 2001).   Dopo l''accrescimento lineare degli aghi di ghiaccio, lo sviluppo diventa dendritico tridimensionale, facendo 
decrescere  le  creste  formatesi  in  precedenza  e  diminuendo  quindi  la  rugosità  superficiale  sino  a  formare 
uno  strato  quasi  piano.    Nel  campo  di  temperatura  e  umidità  considerato  nel  caso  dell''espositore  MT, 
normalmente il tipo di brina che incontriamo è di tipo C e D come nelle mappe seguenti. Si tratta di brina 
con  basso  sviluppo  verticale  iniziale  e  con  formazione  di  un  manto  denso  e  regolare  nella  prosecuzione 
della crescita.  78      Figura 5.2.8.1 '' Parametri di accrescimento della brina (rugosità e tipologia).  Il manto di brina è considerato uno strato poroso di ghiaccio e aria umida in saturazione.   ' comunque necessario fare alcune assunzioni fondamentali:  ' il  trasporto  di  calore  e  massa  nello  strato  di  brina  è  un  fenomeno  in  funzione  del  tempo  e  macroscopicamente monodimensionale;  ' la pressione totale della fase gassosa negli interstizi della brina è pari alla pressione totale dell''aria,  funzione della quota geodetica di installazione della macchina;  ' nello strato di brina esiste l''equilibrio termodinamico, nel senso che la temperatura delle due fasi  (gas/solido) è la stessa;  ' l''aria risponde al modello di gas ideale;  ' la  densità  della  brina  all''interno  della  cella  elementare  di  calcolo  è  costante  e  non  varia  con  il  variare delle coordinate radiali del sistema tubo/alette;  ' gli scambi termici per radiazione sono trascurabili.  I parametri contenuti hanno ovvio significato dei simboli.  Il flusso termico totale trasferito dall''aria alla superficie brinata è dato dalla seguente relazione:  ' ' ' ' _ _ , air wet air frost m LAT wet air frost m p a s q A h h C x x c   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.8.1  Il primo termine a destra dell''uguaglianza è segnato con il pedice ''s' per determinare la natura sensibile 
dello  scambio  termico.  Il  secondo  termine  invece  ha  il  pedice  ''m'  poiché  esso  contiene  la  frazione  di 
trasferimento di massa per ablimazione del vapore d''acqua contenuto nell''aria.  La  portata  di  massa  di  brina/acqua  trasferita  sulla  superficie  della  batteria  è  determinata  dalla  seguente 
relazione:  ' ' _ frost m wet air frost dm A x x dt  ' ' ' '   Eq. 5.2.8.2  79    Essa è scomponibile in due distinte portate massiche e la loro definizione è fondamentale ai fini del calcolo 
delle  prestazioni  di  scambio  termico  e  altrettanto  rilevante  dal  punto  di  vista  della  portata  volumetrica 
d''aria derivata dalla risposta dei ventilatori alla strizione dell''area dei canali aeraulici.  ' ' ' ' _ , _ , frost frost frost frost frost aria wet air in wet air out d dm dm dm dm x x dt dt dt dt dt     ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.3  Dove:  frost frost frost dm d dt dt    ' ' ' ' ' ' ' '     Eq. 5.2.8.4  frost frost frost dm d dt dt    ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.5  Il vincolo geometrico dentro allo strato di brina è espresso dalla seguente relazione:  1 ice air   ' '   Eq. 5.2.8.6  Essa determina il bilancio fra volume d''aria e volume occupato dal ghiaccio nello strato poroso di brina.   Le proprietà della brina sono date secondo le seguenti relazioni, come riportato da Chen (2000):  ' ' ' ' , , , , frost ice ice air v air ice ice p ice air v p v air p air p frost frost c c c c             ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.8.7  La diffusività molecolare è stata calcolata con un modello empirico molto usato nei processi di brinamento, 
di Ecker and Drake (1972), ed è rappresentata dalla seguente forma analitica:  1.81 5 5 0.98 10 2.302 10 256 frost AB air T D p ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' Eq. 5.2.8.8  Nella  precedente  equazione  Tfrost  è  intesa  come  la  temperatura  superficiale  della  brina.  La  diffusività 
effettiva è calcolata come:  , eff frost AB air D D  ' '   Eq. 5.2.8.9  Il termine DAB rappresenta il coefficiente di diffusione binario per vapor d''acqua in aria alla temperatura di 
saturazione dell''interfaccia fra le fasi.   La diffusività effettiva diventa nulla in caso di situazione al limite, di strato composto da solo ghiaccio.    La portata di vapore che incrementa la densità è stata espressa da Kondepudi e O''Neal (1993) come:  80    1 1 frost frost ice v frost ice dm d A D dt dz       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.10  Utilizzando la legge dei gas ideali:  1 v frost v v R T p  ' '   Eq. 5.2.8.11  Possiamo scrivere:  1 v frost v v v frost frost frost dT d dp p dz R T dT T dz  ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.12  Considerando l''equazione di Clausius'Clapeyron, otteniamo:  ' ' v LAT frost frost v ice dp C dT T v v ' ' '   Eq. 5.2.8.13  Da quest''ultima relazione possiamo calcolare la portata di vapore che accresce la densità della brina come:  ' ' 1 1 1 v frost frost frost ice v LAT frost frost v ice frost frost ice dm dT p C A D dt R T T v v T dz      ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.14  La potenza termica totale attraverso lo strato brinato è data da:  frost frost frost LAT dT dm q A C dz dt   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.15  Data questa relazione è possibile determinare la portata di vapore che contribuisce all''addensamento della 
brina:  ' ' ' ' 2 1 1 v frost frost frost v ice LAT frost ice LAT v v ice frost ice dm q R T v v dt C D C p v v       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.16  Nella  simulazione,  l''accrescimento  della  brina  è  stato  valutato  su  passi  temporali  fissi,  quindi  a  ogni 
intervallo, deve essere eseguita la serie delle sotto elencate operazioni:  81    frost frost frost dm dm dm dt dt dt   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '     frost frost frost dm dt time A    ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '     frost frost frost dm dt time A    ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.17  Le  caratteristiche  termofisiche  dipendono  dai  valori  iniziali  che  sono  assegnati  alla  densità  del  ghiaccio. 
Questo riguarda le condizioni al contorno del sistema all''istante di partenza del calcolo. All''istante iniziale 
sono assegnate le seguenti condizioni:  ' ' ' ' ,0 7 0 0 10 frost frost frost t t    ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.18  La conduttività della brina differisce da quella del ghiaccio, poiché si parla di un mezzo poroso, composto di 
gas (aria/vapor acqueo) e una struttura solida di cristalli (acqua).  L''algoritmo per il calcolo della conduttività reale della brina è tratto da un lavoro di Dietenberger (1983). 
Secondo Dietenberger:  ' alle basse densità, la struttura globale della brina si identifica come una miscela di cilindri e sfere di  ghiaccio;  ' alle alte densità, la struttura assume le sembianze di una struttura formata da bolle di d''aria e strati  di ghiaccio.  Di seguito sono illustrati i passi per il calcolo per l''ottenimento della conduttività reale della brina con un 
metodo semi'empirico:  ' ' ' ' ' ' ' ' , 2 1 4 3 1 3 1 3 1 3 1 8 eff frost c l c u l c u l u B B K       ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 
5.2.8.1
9  Il campo di valori in cui tale formulazione è valida va da:  50'ρfrost'600 [kg/m 3];  136'T'267 [K].  1 c c B ' ' '   Eq. 
5.2.8.20  82    ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' 2 2 1 1 1 2 1 1 1 3 1 2 1 3 1 2 1 1 2 13.6 1 3 2 0 c B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B B ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '' ' ''   Eq. 
5.2.8.21  Questa relazione tiene conto del gradiente di conduttività causato sia dalla densità sia dalla temperatura.  I termini sopra usati sono di seguito spiegati:  ' Bc:porzione del volume della brina, rappresentante le sfere e gli strati di ghiaccio;  ' λl: limite inferiore (lower limit) della conduttività termica;  ' λu: limite superiore (upper limit) della conduttività termica;  ' B rappresenta la porosità della brina.   B può essere calcolata con la seguente relazione:  ' ' ice frost ice aria frost B T T     ' ' ' '   1 0.1726 273.16 frost T B ' '   2 0.751 B '   3 2 0.3 B B ' '   Eq. 5.2.8.22  B1  è  una  variabile  dipendente  dalla  temperatura  assunta  dalla  brina.  Il  limite  superiore  di  conduttività 
termica è calcolato come segue:  ' ' 1 u b c B B    ' ' ' ' '     1 1 2 2 1 1 2 b ice a B a a B a   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '     ( ) aria frost ice T T a   ' '     ' ' 1 ( ) c ice aria frost B B T T    ' ' ' ' ' '   ' ' 1 l p s B B    ' ' ' ' '   ' ' 3 2 1 1 3 s ice B a a B a   ' ' ' ' ' ' ' ' '   ' ' ' ' ' ' 1 ice aria frost p aria frost ice T T B T T B      ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.23  83    ' interessante porre un accento sul significato dei termini conduttivi sopra specificati con i pedici ''b', ''c', 
''p' e ''s':  ' λb è un termine riguardante la conduttività delle bolle d''aria (air bubbles);  ' λc il termine che tiene conto della conduttività dei cilindri di ghiaccio (ice cylinders);  ' λp il termine che tiene conto della conduttività dei piani di ghiaccio (ice planes);  ' λs il termine che tiene conto della conduttività delle sfere di ghiaccio (ice spheres).  Il risultato della conduttività è stato confrontato con la stima di Yonko e Sepsy (1967):  4 6 2 , 0.02422 7.214 10 1.1797 10 eff frost frost frost    ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.2.8.24  Questa relazione correla la conduttività solo alla densità. Tale confronto ha evidenziato diversità importanti 
fra i due metodi di calcolo.  La densità di partenza è stata valutata dall''equazione empirica di Hayashi (1977):  ' ' 0.277 650 frost t frost frost t e  ' ' '   Eq. 5.2.8.25  Dopo tale assegnazione si è proceduto al calcolo dell''evoluzione secondo lo schema di calcolo precedente, 
comprendente tutti i parametri già descritti.   Il modello, in caso di raggiungimento di temperature positive sulla superficie del manto brinato considera 
l''intera portata di vapore destinata alla diffusione, bypassando i calcoli precedenti, fino al raggiungimento 
del limite di densità del ghiaccio. Se tale limite è raggiunto e la superficie è a temperatura positiva, il vapore 
condensato sulla superficie non accresce ne lo strato di brina ne la densità.  5.2.9. Efficienza delle alette  Definiamo l''efficienza delle alette (Kondepudi - 1993) come: ' ' , , tanh F f fin F f m L m L  ' ' '   Eq. 5.2.9.1  Dove compare il termine mF,f ed L. Il termine mF,f contiene il parametro b, introdotto da Sanders. Tale termine rappresenta la pendenza per la linearizzazione dell''entalpia, come specificato in seguito. , , 1 1 F f frost p air fin fin frost s m c b      ' ' ' ' '   Eq. 5.2.9.2  L''entalpia è data da: _ 0 w e t a ir h a b T ' ' ' Eq. 5.2.9.3  84    La costante a0 è il valore dell''entalpia dell''aria satura a 0 [°C].  Come  definito  da  Madi  e  Johns  (1998)  e  riportato  da  Yao  et  all  (2004),  l''altezza  equivalente  dell''aletta  è 
data da:  ' ' ' ' 0.5 1 1 0.35 ln tube L   ' ' ' '' ' ' ' ' ' ' '     Eq. 5.2.9.4  , 1.063 l tube tube X  ' ' '   Eq. 5.2.9.5  5.3. Condensatore  5.3.1. Generalità  Il condensatore è di tipo a piastre.  Non  è  stata  presa  in  considerazione  la  maldistribuzione  delle  portate  nei  canali  di  condensazione  poiché 
tale argomento esce dallo scopo della presente analisi.  Un''altra ipotesi introdotta è stata la disposizione perfettamente verticale dello scambiatore, anche sapendo 
che nella realtà è stato installato in posizione obliqua per motivi di spazio nell''alloggiamento del banco frigo 
e  quindi  anche  il  drenaggio  del  liquido  refrigerante  condensato  all''interno  assume  una  caratteristica 
differente dalla condizione teorica, con conseguente variazione dei coefficienti di scambio locali.  Di seguito sono riportate alcune caratteristiche del condensatore installato.  Caratteristiche  UDM  Circuito Refrigerante Circuito Acqua Potenza  [kW]  5 Superficie di scambio  termico totale  [m 2]  0,62  Differenza media di  temperatura  [°C]  7,224  Coefficiente di convezione  [W/(m 2 K)] 1724 1124  Perdite di carico totali  [kPa]  0,5 10,2  Numero di canali  '  7 8  Numero di piastre totale  '  16  85    5.3.2. Coefficienti di scambio lato acqua    Figura 5.3.2.1 '' Geometria del condensatore.  Nella  sezione  acqua  è  stato  calcolato  il  coefficiente  di  scambio  come  definito  dalla  correlazione  di  Kim 
(1999). Questa formulazione è derivata proprio per acqua in fase liquida ed è rappresentata come segue:  0.09 0.64 0.32 2 0.295 Re Pr Nu   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.3.2.1  Essa tiene conto delle caratteristiche geometriche dell''angolo sviluppato sulle pieghe delle piastre.  5.3.3. Coefficienti di scambio lato refrigerante  Nel lato refrigerante le sezioni sono caratterizzate da tre zone:  1. desurriscaldamento del vapore; 
2. condensazione; 
3. sottoraffreddamento.  La zona di desurriscaldamento è caratterizzata da un coefficiente di scambio di un fluido a singola fase e 
quindi  possiamo  usare  la  correlazione  di  Chisholm  e  Wanniarachchi.  Questa  correlazione  tiene  conte  del 
numero di Reynolds e Prandtl e dell''angolo delle pieghe sulle piastre, espresso in radianti. L''espressione è 
la seguente:  0.646 1 0.583 3 6 0.724 Re Pr Nu   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.3.3.1  Il numero di Nusselt è calcolato con il diametro idraulico:  h G Nu   ' ' '   Eq. 5.3.3.2  86    La formulazione presenta risultati accurati per ' /6'β'4'/6 e Re>1000.  La zona che ospita il cambiamento di fase è caratterizzata dal seguente coefficiente di scambio (Han et all '' 
2003):  2 1
3 1 Re Pr Ge eq Nu Ge ' ' '   Eq. 5.3.3.3  I termini che compaiono a destra dell''uguale sono legati alle caratteristiche geometriche dello scambiatore 
e sono definiti come segue:  2.83 4.5 1 2 11.22 co h p Ge   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   0.23 1.48 2 2 0.35 co h p Ge   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.3.3.4  dove pco è il passo delle piastre.  Il numero di Reynolds usato nella zona bifase è calcolato come riportato da Garcìa (2007):  Re eq h eq L G  '' '   1 eq L G G x x G   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '     Eq. 5.3.3.5  Nella  zona  del  liquido  in  sottoraffreddamento  il  coefficiente  di  scambio  termico  è  come  per  la  zona  di 
desurriscaldamento:  0.646 1 0.583 3 6 0.724 Re Pr Nu   ' ' ' ' ' ' ' ' ' ' '   Eq. 5.3.3.6  I  coefficienti  sono  stati  tarati,  per  la  zona  di  scambio  termico  del  refrigerante,  tramite  una  costante 
moltiplicativa,  in  modo  tale  da  ottenere  le  stesse  condizioni  dichiarate  dal  costruttore  con  le  stesse 
condizioni al contorno.  5.4. Metodo di calcolo per la soluzione degli scambiatori  5.4.1. Generalità  L''approccio  di  risoluzione  degli  scambiatori  di  calore  si  basa  sulla  discretizzazione  del  domino  spaziale  in 
volumi di controllo, i quali non hanno alcuna reciproca sovrapposizione e dividono l''intero spazio in volumi 
uguali  in  forma  e  dimensioni.  In  tali  volumi  è  agevole  l''interpretazione  fisica  dei  fenomeni  di  scambio 
termico  e  trasferimento  di  massa,  in  caso  quest''ultimo  sia  presente.  Come  risultato  si  ha  che  la  87    conservazione  dell''energia,  della  massa  e  della  quantità  di  moto  è  soddisfatta  in  tutti  i  sottodomini. 
Ovviamente un dominio scomposto in modo più fitto tenderà a mostrare andamenti delle grandezze fisiche 
globalmente più risoluti. I fenomeni termofisici d''interesse negli scambiatori non sono di tipo lineare. Tale 
situazione va affrontata con metodi iterativi per cercare i valori che fanno convergere ogni singola cella al 
valore corretto e inizialmente  non conosciuto, fintanto che i bilanci di  energia, massa e quantità  di moto 
non  sono  soddisfatti.  Per  la  convergenza  delle  celle  sia  dell''evaporatore  sia  del  condensatore  si  usa  un 
procedimento  iterativo  che  si  basa  sulla  temperatura  della  parete  metallica  permeabile  al  calore.  La 
sequenza delle operazioni è del tipo rappresentato graficamente come segue:          Inizializzare la parete metallica con un  possibile valore di temperatura.    Calcolare tutte le equazioni per  caratterizzare la condizione  termofluidodinamica della cella.    Risoluzione del sistema.  Convergenza del sistema' NO  SI 88    6. VALIDAZIONE DEI MODELLI  6.1. Introduzione  La  taratura  del  modello  è  partita  dall''osservazione  sperimentale  e  poi  si  è  tradotta  in  un  vero  e  proprio 
confronto di valori generati dal software, utilizzando le stesse condizioni al contorno.  6.2. Formazione della brina: osservazione da Webcam  Come esempio si riporta una sequenza fotografica effettuata su un ciclo di brinamento.  T aria ingresso=9,5[°C] 
T aria uscita=4,5[°C] 
RH ingresso=73,5[%] 
RH uscita=98[%] 
T evaporazione='4,9[°C] 
SH=8[K] 
Tempo=29/08/08 17.43  T aria ingresso=8[°C] 
T aria uscita=2,5[°C] 
RH ingresso=73 [%] 
RH uscita=98[%] 
T evaporazione='4,4[°C] 
SH=7,5[K] 
Tempo=29/08/08 18.43  T aria ingresso=8[°C] 
T aria uscita=3[°C] 
RH ingresso=72,2 [%] 
RH uscita=97[%] 
T evaporazione='4,5[°C] 
SH=6,5[K]  T aria ingresso=8,5[°C] 
T aria uscita=3,5[°C] 
RH ingresso=75 [%] 
RH uscita=97,5[%] 
T evaporazione='4,4[°C] 
SH=7,5[K]  89    Tempo=29/08/08 19.43  Tempo=29/08/08 20.43  T aria ingresso=9 [°C] 
T aria uscita=3,8[°C] 
RH ingresso=72 [%] 
RH uscita=99[%] 
T evaporazione='4,4[°C] 
SH=6,5[K] 
Tempo=29/08/08 21.43  T aria ingresso=9 [°C] 
T aria uscita=3,7[°C] 
RH ingresso=70 [%] 
RH uscita=98[%] 
T evaporazione='5,3[°C] 
SH=6 [K] 
Tempo=29/08/08 22.43  T aria ingresso=9 [°C] 
T aria uscita=2,7[°C] 
RH ingresso=69 [%] 
RH uscita=96[%] 
T evaporazione='6,4[°C] 
SH=6,5 [K] 
Tempo=29/08/08 23.43  T aria ingresso=9 [°C] 
T aria uscita=4[°C] 
RH ingresso=68 [%] 
RH uscita=88[%] 
T evaporazione='11,4[°C] 
SH=6 [K] 
Tempo=30/08/08 0.43  90    T aria ingresso=8 [°C] 
T aria uscita='0,5[°C] 
RH ingresso=76 [%] 
RH uscita=91[%] 
T evaporazione='18,5[°C] 
SH=2 [K] 
Tempo=30/08/08 1.43  T aria ingresso=6 [°C] 
T aria uscita=0 [°C] 
RH ingresso=83 [%] 
RH uscita=91[%] 
T evaporazione='21[°C] 
SH=6 [K] 
Tempo=30/08/08 2.43  T aria ingresso=6 [°C] 
T aria uscita=4 [°C] 
RH ingresso=80 [%] 
RH uscita=92[%] 
T evaporazione='25,4[°C] 
SH=6 [K] 
Tempo=30/08/08 3.43  T aria ingresso=6,5 [°C] 
T aria uscita=NaN (1) [°C]  RH ingresso=82 [%] 
RH uscita=94[%] 
T evaporazione='29,6[°C] 
SH=6 [K] 
Tempo=30/08/08 4.43  91    T aria ingresso= 10 [°C] 
T aria uscita=5 [°C] 
RH ingresso= 71  [%] 
RH uscita= 98 [%] 
T evaporazione NaN (2) [°C]  SH= NaN (2)  [K]  Tempo=30/08/08 5.43  T aria ingresso= 10 [°C] 
T aria uscita=8 [°C] 
RH ingresso= 80  [%] 
RH uscita= 98 [%] 
T evaporazione NaN (2) [°C]  SH= NaN (2)  [K]  Tempo=30/08/08 6.03 (3)  Figura 6.2.1 '' Sequenza fotografica di accrescimento della brina sull''evaporatore del banco frigorifero.  Legenda:  (1):  temperatura maggiore che in ingresso per bypass d''aria dalle lamiere del mobile a causa dell''ostruzione della brina.  (2): fase di sbrinamento (compressore spento e ventilatori accesi).  (3): fine sbrinamento.  NaN: NOT a NUMBER.  Come descritto dalle mappe di Hayashi, inerenti alle formazioni di brina di tipo A,B,C,D è possibile vedere 
che quando l''evaporazione scende sotto i '20 [°C] inizia un brusco accrescimento di cristalli verticali, i quali 
aumentano la rugosità superficiale e la brina sembra avere una transizione da un tipo C/D ad un tipo A/B.   Si possono inoltre osservare i fenomeni di arrotondamento delle sezioni finali delle alette, come descritto 
da Hayashi.  6.3. Formazione della brina: simulazioni software  Il confronto fra grandezze reali e simulate è avvenuto ponendo le condizioni reali come valori al contorno 
sulle  simulazioni  software  e  considerando  gli  andamenti  ottenuti  per  le  temperature,  le  potenze  e  lo 
spessore della brina calcolata dal software (lo spessore è stato valutato nello stesso punto di osservazione 
della webcam).  Il software ha come limite minimo di temperatura di evaporazione un valore pari a '25 [°C].  6.4. Andamento della crescita di brina: simulazioni software  La coordinata ''profondità' indica la lunghezza frontale. La coordinata ''lunghezza' indica i ranghi.  92    Sono riportati alcuni esempi di output grafico del simulatore (Tempo=29/08/08 17.43):    Figura 6.4.1 '' Spessore della brina calcolato dal software.    Figura 6.4.2 ' Densità della brina calcolato dal software.  93    Fase di controllo (Tempo=30/08/08 1.43):    Figura 6.4.3 ' Spessore della brina calcolato dal software.    Figura 6.4.4 ' Densità della brina calcolato dal software.  94    ' interessante notare come la simulazione mostri il passaggio da batteria parzialmente in condensazione a 
batteria totalmente brinata. Tale condizione è visibile nel campo della densità della brina.  6.5. Andamento delle temperature: simulazioni software  Come visibile nella seguente figura, gli andamenti delle temperature generate dal treno di frequenze usate 
dalla  simulazione  software,  seguono  in  modo  soddisfacente  gli  andamenti  delle  condizioni  reali.  La  crisi 
termodinamica causata dalla brina nell''evaporatore è prevista in tempi molto simili al caso reale.    Figura 6.5.1 '' Andamento delle temperature del refrigerante reali e simulate.  6.6. Andamento delle Potenze: simulazioni software  L''andamento  delle  potenze  (elettrica,frigorifera)  rispecchia  come  sopra  gli  andamenti  del  tutto  simili  al 
comportamento reale del circuito frigorifero.  Nei dati reali, c''è una dispersione di valori che segue la fine della simulazione.  Tale zona è soggetta a forti instabilità del circuito reale, non replicabili dal software.  95        Figura 6.6.1 ' Andamento delle potenze reali e simulate.  L''andamento dell''indice EER deriva dalle considerazioni di cui sopra.    Figura 6.6.2 ' Andamento dell''EER reale e simulato.  96    6.7. Risposta del ventilatore: simulazioni software    Figura 6.7.1 '' Risposta del ventilatore simulata.    Figura 6.7.2 '' Risposta del ventilatore simulata e frequenza del compressore.  97    Nella  figura  6.7.1  si  può  notare  come  il  brinamento  abbia  scarso  rilievo  nel  consumo  elettrico  dei 
ventilatori,  se  non  nella  zona  di  crisi  dell''evaporatore.  Comunque  tale  considerazione  è  deducibile  anche 
dalle  curve  fornite  dal  costruttore.  La  curva  di  potenza  è  scarsamente  sensibile  al  numero  di  giri  e  alla 
portata d''aria.  Il  segnale  di  potenza  assorbita  dal  ventilatore,  individua  in  modo  abbastanza  preciso  l''effetto 
dell''ostruzione della batteria.  Nella figura 6.7.2 è messo in rilievo come all''ostruzione della batteria alettata corrisponda anche il picco di 
frequenza  dato  dall''inverter  al  compressore  per  far  fronte  alla  resa  frigorifera  necessaria  al  controllo  di 
temperatura dell''aria dell''espositore refrigerato.            98    7. RISULTATI DELLA SIMULAZIONE NUMERICA  7.1. Introduzione  Sono  state  svolte  alcune  simulazioni  riportando  il  banco  in  condizioni  iniziali  nel  lato  aeraulico,  in  altre 
parole utilizzando le caratteristiche e il numero di ventilatori in dotazione dell''espositore alla sua consegna, 
ipotizzando una distribuzione dell''aria uniforme.  7.2. Il metodo e i risultati  I parametri indagati sono il COP medio e il tempo impiegato dal ciclo frigorifero per avere una riduzione di 3 
[K]  della  temperatura  di  evaporazione,  dalla  condizione  iniziale  di  batteria  pulita,  alla  fase  successiva  di 
parziale/totale brinamento. Il COP è calcolato come di seguito riportato:  ' ' 0 : ( 0) : ( 0) 3 1 ev ev ev t TEMPO t start T t stop T T t COP COP t dt TEMPO ' ' ' ' ' ' ' ' '   Le condizioni simulate hanno rispettato la seguente griglia di prova:  Tabella 7.2.1 '' Griglia di test.  Prova  Frequenza 
[rpm] 
RH 
[%] 
T aria in 
[°C] 
T acqua in 
[°C] 
SH 
[K] 
Quota geodetica 
[m] 
1  2000  70  3  20 8 0  2  4000  70  3  20 8 0  3  6000  70  3  20 8 0  4  2000  80  3  20 8 0  5  4000  80  3  20 8 0  6  6000  80  3  20 8 0  7  2000  90  3  20 8 0  8  4000  90  3  20 8 0  9  6000  90  3  20 8 0  10  2000  70  3  30 8 0  11  4000  70  3  30 8 0  12  6000  70  3  30 8 0  13  2000  80  3  30 8 0  14  4000  80  3  30 8 0  15  6000  80  3  30 8 0  16  2000  90  3  30 8 0  17  4000  90  3  30 8 0  18  6000  90  3  30 8 0  19  2000  70  3  40 8 0  20  4000  70  3  40 8 0  21  6000  70  3  40 8 0  22  2000  80  3  40 8 0  23  4000  80  3  40 8 0  24  6000  80  3  40 8 0  25  2000  90  3  40 8 0  26  4000  90  3  40 8 0  27  6000  90  3  40 8 0  99    Il  primo  grafico  riportato  è  riferito  alle  condizioni  invernali,  con  acqua  in  ingresso  al  condensatore  alla 
temperatura di 20 [°C].  ' possibile osservare in ascissa la frequenza di rotazione del compressore e in ordinata i valori del COP (lato 
sinistro) e del tempo di un ciclo di brinamento (lato destro).    Figura 7.2.1 '' Valori simulati nel caso invernale.  La stagione intermedia è rappresentata dalle condizioni di acqua in ingresso al condensatore a 30 [°C].    Figura 7.2.2 ' Valori simulati nel caso primaverile/autunnale.  Il caso estivo è simulato imponendo una temperatura dell''acqua in ingresso al condensatore pari a 40 [°C].  100      Figura 7.2.3 ' Valori simulati nel caso estivo.  Con riferimento all''aumento di frequenza del compressore, è possibile notare come a esso corrisponda una 
riduzione  lineare  del  COP  medio  e  una  riduzione  non  lineare  del  tempo  necessario  a  degradare  la 
temperatura di evaporazione nella batteria alettata, come descritto in precedenza.  Ciò deriva dalla diversa 
distribuzione della brina sulla superficie dell''evaporatore. Infatti, il fronte brinato avanza gradualmente con 
il  crescere  della  frequenza.  Laddove  non  compare  alle  minori  frequenze  di  controllo  del  compressore,  la 
brina  si  sviluppa  alle  maggiori  frequenze,  per  le  minori  temperature  di  evaporazione  generate  dalla 
macchina.  '  opportuno  notare  che  nella  zona  di  surriscaldamento  del  refrigerante,  con  tali  setpoint 
dell''aria,  sull''evaporatore  parte  della  tubazione  può  essere  in  condensazione  e  non  in  brinamento, 
soprattutto  alle  basse  frequenze.  In  tale  zona,  la  resistenza  termica  introdotta  dalla  brina  è  assente,  così 
come la perdita di carico dell''aria dovuta alla strizione dei canali aeraulici.  Le temperature più basse di evaporazione producono brina con densità minore, come descritto anche da 
Hayashi e quindi con conduttività termica più bassa, come riportato da Yonko e Sepsy.  Figura 7.2.4 '' Correlazione di Hayashi.  Figura 7.2.5 '' Correlazione Yonko'Sepsy.  La  minore  temperatura  di  evaporazione  genera  della  brina  meno  densa  e  questo  implica  una  crescita  in 
spessore più veloce a parità di massa depositata, rispetto alle più alte temperature di evaporazione.  101    Le maggiori frequenze del compressore implicano anche una resa frigorifera sviluppata maggiore e quindi 
un più intenso trasferimento di vapore dall''aria alla superficie brinata della batteria.  Un altro aspetto è il miglioramento COP atteso in caso di riduzione del surriscaldamento del refrigerante 
aspirato dal compressore. Seguendo la griglia di prova precedente e provando un surriscaldamento teorico 
pari a 4 [K], non raggiungibile nell''evaporatore usato a causa dell''instabilità generata, possiamo osservare i 
seguenti  risultati.  Il  primo  grafico  riportato  è  riferito  alle  condizioni  invernali,  con  acqua  in  ingresso  al 
condensatore alla temperatura di 20 [°C].    Figura 7.2.6 '' Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso invernale.  La stagione intermedia è rappresentata dalle condizioni di acqua in ingresso al condensatore a 30 [°C].    Figura 7.2.7 '' Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso primavera/autunno.  102    Il caso estivo è simulato imponendo una temperatura dell''acqua in ingresso al condensatore pari a 40 [°C].    Figura 7.2.8 ' Guadagno in termini di COP dalla riduzione del surriscaldamento nel caso primavera/autunno.  Nella pratica, un surriscaldamento così basso non è possibile da tenere nel sistema EEV/batteria analizzato.   Sembra  dunque  evidente  che  concentrare  gli  sforzi  sulla  riduzione  del  surriscaldamento  del  refrigerante 
vicino alla zona d''instabilità del sistema evaporatore/EEV non porta vantaggi rilevanti in termini energetici. 
Anzi, il COP medio di un ciclo di brinamento potrebbe anche essere più basso (nella realtà) con un minore 
surriscaldamento,  come  quello  analizzato  di  4  [K],  a  causa  delle  perdite  introdotte  dalle  fughe  di  liquido 
dall''evaporatore.  L''effetto  dei  colpi  di  liquido  è  una  maggiorazione  del  consumo  di  energia  elettrica,  con 
conseguente  aumento  d''intensità  delle  correnti  statoriche.  A  tale  maggiore  consumo  elettrico  non 
corrisponde  un  incremento  dell''effetto  frigorifero,  poiché  il  liquido  aspirato  non  ha  cambiato  di  fase 
nell''evaporatore e quindi non ha sviluppato l''effetto frigorifero desiderato.            103    8. CONCLUSIONI  8.1. Principali aspetti conclusivi  In  conclusione  di  questo  lavoro  possiamo  affermare  che  i  compressori  scroll  orizzontali  equipaggiati  con 
motore brushless potrebbero avere interessanti possibilità di riduzione dei  consumi energetici nel campo 
della refrigerazione commerciale. Questo rappresenta un punto a favore per la loro applicazione.   A ciò si uniscono i citati vantaggi di maggiore flessibilità del layout di vendita e il risparmio potenziale sulle 
cariche di refrigerante normalmente utilizzate negli impianti centralizzati. In effetti, l''assenza delle lunghe 
linee  di  liquido  refrigerante,  unita  all''uso  di  nuovi  scambiatori  a  piastre,  per  la  parte  in  alta  pressione 
condensata ad acqua, ben si sposa con l''ultimo vantaggio citato.  Per ciò che riguarda il fenomeno di brinamento e la perdita di efficienza del ciclo frigorifero, è chiaro che la 
tecnica  di  controllo  di  questi  compressori  richiede  l''utilizzo  delle  basse  frequenze  per  massimizzare 
l''efficienza energetica. Questa condizione permette di ottimizzare il COP e allungare i tempi di brinamento 
della  batteria.  Le  alte  frequenze  sono  necessarie  solo  in  fase  di  pull'down,  per  portare  il  mobile 
velocemente in temperatura. Esse sono necessarie anche in periodo estivo per far fronte alle ore critiche di 
massimo carico termico registrabile all''interno dei volumi refrigerati.  Non è auspicabile aumentare il numero di giri del compressore per ridurre l''ingombro del sistema, perché 
ciò porta notevoli perdite di efficienza.  Resta aperto un grande interrogativo per ciò che riguarda l''uso prolungato di basse frequenze e il ritorno 
dell''olio  al  compressore,  ma  fino  a  questo  momento  non  ci  sono  evidenze  sperimentali  che  confermino 
appieno la teoria esposta in questo lavoro, ovvero, che regimi di rotazione minimi, permanenti nel tempo, 
possono seccare le pareti superiori interne ai tubi dell''evaporatore e lì far aderire e ristagnare l''olio, il quale 
non  ha  modo  di  essere  trascinato  nuovamente  al  compressore  per  un  deficit  delle  forze  di  drenaggio 
esercitate dal flusso di refrigerante stratificato.  Dalle prove sperimentali è evidente anche la necessità di unire a questo tipo di compressore solo valvole di 
espansione del refrigerante a retroazione elettronica, poiché solo questi dispositivi possono assecondare in 
modo  ottimale  la  regolazione  del  circuito.  Sembra  anche  che  concentrare  gli  sforzi  sulle  riduzioni  del 
surriscaldamento  non  porti  a  vantaggi  di  rilievo  nelle  applicazioni  reali  a  R404A,  poiché  il  guadagno 
energetico ottenuto è molto basso e in alcuni casi solo teorico.    104    BIBLIOGRAFIA 
1. A. Cavallini, L. Mattarolo, Termodinamica Applicata, CLEUP, Padova, 1992.
2. A.Z. Sahin, An experimental study on the initiation and growth of frost formation on a horizontal plate, Experimental Heat Transfer 7 (1994) 101''119. 3. Abdel-Wahed RM, Hifni MA, Sherif SA. Heat and mass transfer from a laminar humid air stream to a plate at subfreezing temperature. International Journal of Refrigeration 1984;7(1):49''55. 4. ASHRAE, 2005. ASHRAE Handbook Fundamentals. Ch. 4-5-6.
5. ASHRAE, 2006. ASHRAE Handbook Refrigeration. Ch. 46-47.
6. ASHRAE, 2008. ASHRAE Handbook HVAC Systems and Equipment. Ch. 37.
7. Biguria G, Wenzel LA. Measurement and correlation of water frost thermal conductivity and density. I&EC Fundamentals 1970;9(1):129''38. 8. C.C. Wang, K.U. Chi, Heat transfer and friction characteristics of plain fin-and-tube heat exchangers; Part II: Correlation, Int. J.Heat Mass Transfer 43 (15) (2000) 2692''2700. 9. C.H. Cheng, K.H. Wu, Observations of early-stage frost formation on a cold plate in atmospheric air flow, J. Heat Transfer 125 (2003) 95'' 102. 10. Chen MM, Rohsenow W, Heat, mass and momentum transfer inside frosted tubes '' experiment and theory. Transactions of the ASME 1964: 334''340. 11. D. Chisholm, A.S. Wanniarachchi, Layout of plate heat exchangers, in: ASME/JSME Thermal Engineering Proceedings, vol. 4, ASME, New York, 1991, pp. 433 e 438. 12. D. Chisholm, A.S. Wanniarachchi, Plate heat exchangers: plate selection and arrangement, in: Presented at AIChE Meeting, Orlando, Florida, March 18-22, 1990. 13. D.H. Han, K.J. Lee, Y.H. Kim, The characteristics of condensation in brazed plate heat exchangers with different chevron angles, Journal of the Korean Physical Society 43 (2003). 14. D.L. O''Neal, D.R. Tree, Measurement of frost growth and density in a parallel plate geometry, ASHRAE Transaction 90 (2) (1984) 278''289. 15. Dietenberger, M. A., 1983, "Generalized Correlation of the Water Frost Thermal Conductivity", Int. J. Heat Mass Transfer, Vol. 26, N. 4 16. E.R. Eckert, R.M. Drake, Analysis of Heat and Mass Transfer, McGraw-Hill, New York, 1972.
17. H. Chen, Modelling and Measurements of Frost Characteristics on Heat Exchanger Surfaces, Thesis of Doctor Philosophy in the Department of Mechanical Engineering, University of Saskatchewan,
Saskatoon, 2000 18. Hayashi Y, Aoki A, Adachi S, Hori K. Study of frost properties correlating with frost formation types. Journal of Heat Transfer 1977;99:239''45. 19. I. Tokura, H. Saito, K. Kishinami, Study on properties and growth rate of frost layers on cold surfaces, J. Heat Transfer 105 (1983) 895''901. 20. J. P. Elson, S. W. Vehr, Horizontal scroll compressor for transport applications, International Compressor Engineering Conference, Purdue, July 17-20 (2006), C 156, Page 1 21. J.R. Garcìa-Cascales, F. Vera-Garcìa, J.M. Corber_an-Salvador, J. Gonz_alvez-Maci_a, Assessment of boiling and condensation heat transfer correlations in the modelling of plate heat exchangers,
International Journal of Refrigeration 30 (2007) 1029e1041 22. K.S. Lee, S. Jhee, D.K. Yang, Prediction of the frost formation on a cold flat surface, Int. J. Heat Mass Transfer 46 (20) (2003) 3789''3796. 23. K.S. Lee, S. Jhee, D.K. Yang, Prediction of the frost formation on a cold flat surface, Int. J. Heat Mass Transfer 46 (20) (2003) 3789''3796. 24. Kondepudi, S.N., O''Neal, D.L., 1990. Effects of different fin configuration on the performance of finned-tube heat exchanger under frosting conditions. ASHRAE Transactions 96 (2), 439''444. 25. Lee KS, Kim WS, Lee TH. A one-dimensional model for frost formation on a cold flat surface.
26. Liang Yang, Ling-Xiao Zhao, Chun-Lu Zhang, Bo Gu, Loss-efficiency model of single and variable- speed compressors using neural networks, International Journal of Refrigeration Volume 32, Issue 6,
September (2009), Pages 1423-1432 27. M. B. Jacimovic, S. B. Genic, B. R. Latinovic, Research on the air pressure drop in plate finned tube heat exchangers, Int. J. Refrigeration 29 (2006) 1138-1143. 28. M.A. Madi, R.A. Johns, M.R. Heikal, Performance characteristics correlation for round tube and plate finned heat exchangers, Int. J. Refrig. 21 (7) (1998) 507''517. 105    29. Mei, Viung C., Domitrovic, Ronald E., Chen, Fang C., Kilpatrick, Joe K., 2002. A frost-less heat pump. ASHRAE Transactions, 452''459. 30. Nardotto, software FrostSIM 1.1, generated in Labview 8.2, DTG - University of Padua.
31. NIST, Refprop 7.0
32. Rin Yun, Yongchan Kim, and Man-ki Min, Modeling of frost growth and frost properties with airflow over a flat plate, International Journal of Refrigeration Volume 25, Issue 3, May 2002, Pages 362-371 33. S.N. Kondepudi, D.L. O''Neal, A simplified model of pin fin heat exchangers under frosting conditions, ASHRAE Transactions 99 (1) (1993) 754''761. 34. S.N. Kondepudi, D.L. O''Neal, Performance of finned tube heat exchangers under frosting conditions: Part I''''simulation model, International Journal of Refrigeration 16 (3) (1993) 175''180. 35. Sami SM, Duong T. Mass and heat transfer during frost growth. ASHRAE Transactions 95 (1989)158'' 65. 36. Sanders,C.Th. 1974, The influence of frost formation and defrosting on the performance of air coolers, Ph. D. Dissertation, Technische Hogeschool, Delt University, Netherlands. 37. W. M. Kays, A. L. London, Compact Heat Exchanger, 3rd ed. Toronto: McGraw-Hill Book Company, 1984. 38. Wolverine Ltd, Wolverine Heat Transfer Engineering Data book III, www.wlv.com
39. Y. Hayashi, A. Aoki, S. Adachi, K. Hori, Study of frost properties correlating with frost formation types, Journal of Heat Transfer 99 (1977) 239'' 245. 40. Y.S. Kim, An Experimental Study on Evaporation Heat Transfer Characteristics and Pressure Drop in Plate Heat Exchanger, M.S. thesis, Yonsei University, 1999. 41. Yang Yao, Yiqiang Jiang, Shiming Deng, Zuiliang Ma, A study on the performance of the airside heat exchanger under frosting in an air source heat pump water heater/chiller unit, International Journal of
Heat and Mass Transfer 47 (2004) 3745''3756 42. Yonko JD, Sepsy CF., An investigation of the thermal conductivity of frost while forming on a flat horizontal plate. ASHRAE Transactions 1967.
           


© Eiom - All rights Reserved     P.IVA 00850640186