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Sviluppo di un sistema per il recupero di potenza in impianti criogenici industriali

La refrigerazione industriale trova applicazione laddove sia necessario raffreddare un sistema o una macchina, o dove occorra mantenere una temperatura controllata. Applicazioni di rilevanza si riscontrano nella produzione, conservazione e distribuzione delle derrate alimentari, nell’industria chimica e di processo, nell’industria farmaceutica e in quella manifatturiera, nonché nel settore delle costruzioni.
I consumi elettrici correlati all’utilizzo di tali impianti sono di entità non trascurabile: basti pensare che, nel solo ambito nazionale, si stima l’uti-lizzo di circa 2500 GWh annui per la produzione di freddo nel comparto industriale e nella grande distribuzione [1]. Circa il 40% di tali consumi è imputabile ad impianti industriali di grande taglia (con potenza superiore a 50 kWe). Risulterebbe, pertanto, di notevole interesse poter applicare, anche in questo ambito, metodi efficaci che consentano di ottenere un ri-sparmio energetico sia su nuovi impianti sia sul parco macchine esistente.

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La Termotecnica, dicembre 2017

Pubblicato
da Alessia De Giosa




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Tecnica 56 LA TERMOTECNICA DICEMBRE 2017 Refrigerazione & Efficienza GENERALIT
La refrigerazione industriale trova applicazione laddove sia necessario
raffreddare un sistema o una macchina, o dove occorra mantenere una
temperatura controllata. Applicazioni di rilevanza si riscontrano nella
produzione, conservazione e distribuzione delle derrate alimentari,
nell'industria chimica e di processo, nell'industria farmaceutica e in
quella manifatturiera, nonch nel settore delle costruzioni.
I consumi elettrici correlati all'utilizzo di tali impianti sono di entit non
trascurabile: basti pensare che, nel solo ambito nazionale, si stima l'uti-
lizzo di circa 2500 GWh annui per la produzione di freddo nel comparto
industriale e nella grande distribuzione [1]. Circa il 40% di tali consumi
imputabile ad impianti industriali di grande taglia (con potenza superiore
a 50 kWe). Risulterebbe, pertanto, di notevole interesse poter applicare,
anche in questo ambito, metodi efficaci che consentano di ottenere un ri-
sparmio energetico sia su nuovi impianti sia sul parco macchine esistente.
Gli impianti per la refrigerazione industriale e la criogenia sono basati
prevalentemente sull'utilizzo di cicli a compressione di vapore. Nel ciclo
semplice a compressione di vapore il fluido di lavoro attraversa l'eva-
poratore rimuovendo calore dall'ambiente che si desidera raffreddare.
Successivamente viene compresso ed inviato al condensatore. In questa
apparecchiatura il calore Q viene rigettato nell'ambiente esterno ed il
fluido di lavoro viene prima desurriscaldato e poi portato in fase liquida.
Attraversando, infine, l'organo di laminazione si riporta nelle condizioni
in ingresso all'evaporatore, chiudendo, in tal modo, il ciclo.
Le prestazioni di un ciclo frigorifero vengono stimate in base alla potenza
termica F sottratta alla sorgente fredda e al coefficiente di prestazione
(COP), definito come il rapporto tra F e la potenza P fornita al compres-
sore.
Nel corso degli ultimi decenni sono stati numerosi gli sforzi per apportare
modifiche al ciclo a compressione di vapore al fine di migliorarne le
prestazioni. Tra le proposte avanzate si possono annoverare: l'adozione
di cicli con compressione in pi stadi in cascata, cicli con compressione
interrefrigerata [2], cicli con eiettori [3] o altri dispositivi statici (es. vortex tubes) e, infine, cicli che sfruttano il salto entalpico a cavallo dell'organo
di laminazione sostituendolo con una turbina [4]. Tali soluzioni sono
applicabili solo in presenza di opportune condizioni e per nuovi impianti.
Il presente lavoro, invece, si basa sul concetto di recupero di potenza
all'interno di impianti frigoriferi, secondo quanto riportato nel brevetto
dell'Ing. Maurizio Ascani [5], che comporta ridotte modifiche allo sche-
ma di impianto base e risulta, pertanto, applicabile non solo a nuovi
impianti, ma anche per il retrofitting di quelli esistenti. L'IMPIANTO DI RIFERIMENTO
Sulla base del brevetto Ascani, viene presentata una modifica al ciclo
semplice a compressione di vapore. Lo schema di riferimento riportato
in Figura 1. Il fluido refrigerante uscente dal condensatore viene suddiviso
in due correnti: la prima subisce una parziale espansione, un riscalda-
mento e viene, di seguito, avviata ad un espansore secondario (EA). La
seconda corrente viene, invece, sottoraffreddata e inviata all'organo
di laminazione (V), all'evaporatore (EVA) e, infine, ad un compressore
secondario (CA) mosso dalla turbina di recupero (EA). Il flusso cos pre-
compresso, viene miscelato con quello proveniente dalla turbina prima di A. Giovannelli, E. M. Archilei Sviluppo di un sistema per il recupero di
potenza in impianti criogenici industriali
Il presente lavoro riguarda lo sviluppo di un gruppo di recupero costituito da un espansore, un compressore e uno scambiatore di calore da inserire
all'interno di un impianto criogenico di grande taglia. Il gruppo di recupero stato progettato a partire dalla tecnologia dei turbocompressori auto-
mobilistici per ridurre tempi e costi di realizzazione del primo prototipo. In particolare, sono presentate le modifiche apportate alle macchine base e
l'analisi prestazionale effettuata tramite metodi di fluidodinamica numerica computazionale. DEVELOPMENT OF A RECOVERY SYSTEM FOR INDUSTRIAL COOLING PLANTS
The present study deals with the development of a recovery group, made of a heat exchanger, an expander and a compressor to be applied in
industrial cryogenic cooling plants. To reduce time and costs for the development of the first prototype, the recovery group has been designed starting
from the automotive turbocharging technology. Particularly, the paper presents the basic components modifications and performance analyses carried
out by means of 3D CFD methods. Ambra Giovannelli, Erika Maria Archilei - Universit degli studi Roma Tre, Dipartimento di Ingegneria FIGURA 1 - Schema del ciclo rigenerato di riferimento Tecnica LA TERMOTECNICA DICEMBRE 2017 57 Refrigerazione & Efficienza dell'ingresso al compressore principale (CP). Da un'analisi preliminare di
ciclo condotta su uno schema di impianto operante tra -40 C e +40C,
a parit di effetto utile, stata stimata una riduzione della potenza ri-
chiesta dal compressore principale di circa il 26% ed un incremento del
COP di circa il 36%. In tali condizioni, l'espansore dovrebbe elaborare
una portata di 315 g/s con un rapporto di espansione di circa 3.3,
mentre il compressore ausiliario elaborerebbe una portata massica di
circa 540 g/s con un rapporto di compressione di 1.57. Tutti i dettagli
relativi alle valutazioni preliminari sono riportati in [6]. Tali risultati, cos
incoraggianti, hanno giustificato le attivit di ricerca successive, volte allo
sviluppo del gruppo di recupero. SELEZIONE PRELIMINARE DELLE MACCHINE
DI BASE PER IL GRUPPO DI RECUPERO
L'espansore e il compressore secondario costituiscono il cuore del siste-
ma di recupero. Da un'analisi relativa allo stato dell'arte di macchine
volumetriche ed a canali aperti gi esistenti, utilizzabili a tale scopo,
emerso che:
1. le macchine a vite risultano interessanti in quanto nella configurazione a doppia elica, possono assolvere simultaneamente alla funzione di
compressore e di espansore. Tali macchine sono, tuttavia, caratteriz-
zate da cilindrate, che, in relazione ai tipici regimi di rotazione, sono
molto superiori a quelle adatte a soddisfare le portate volumetriche
desiderate; 2. non sembra che esistano in commercio macchine a palette adatte all'applicazione di interesse; 3. per quanto riguarda macchine scroll sono state individuate soluzioni tecnicamente fat ibili, ma carat erizzate da un costo elevato e da
notevoli pesi e ingombri. In base a tali considerazioni le macchine volumetriche non sono state
ritenute idonee per l'applicazione e si ritenuto opportuno scegliere e
modificare turbomacchine mutuate dalla sovralimentazione automo-
bilistica per ridurre pesi, ingombri e costi del dispositivo di recupero e
velocizzare i tempi di progettazione e realizzazione del primo prototipo.
Per effettuare una selezione delle macchine di riferimento, sia per l'espan-
sore che per il compressore, sono stati utilizzati criteri di similitudine [6].
Come noto in letteratura, le prestazioni delle turbomacchine, in questo
caso i rapporti di espansione e compressione (p 0out/p0in) e i rendimenti ', possono essere espressi in funzione di due gruppi adimensionali, se il
numero di Reynolds sufficientemente elevato e si conoscono le propriet
del fluido di lavoro. Pertanto le relazioni funzionali possono essere scritte
nel seguente modo: utilizzando un gruppo adimensionale correlato alla velocit della mac-
china ed un secondo correlato alla sua geometria. Tali informazioni
sono state integrate in un programma sviluppato per l'ottimizzazione di
ciclo. In tal modo, una volta stabilito lo schema di impianto, il processo di
ottimizzazione in grado di fornire oltre ai parametri del ciclo anche una
selezione preliminare delle macchine. Tale selezione, inoltre, ha tenuto
conto dei vincoli correlati alla massima coppia trasmissibile all'albero e della tipologia di cuscinetti utilizzati nel sovralimentatore selezionato,
prediligendo soluzioni con cuscinetti a sfera. SVILUPPO DELLE MACCHINE PER IL GRUPPO DI RECUPERO
Dall'analisi preliminare sono emerse alcune criticit relative allo svi-
luppo di entrambe le macchine del gruppo di recupero. In particolare,
diversamente da quanto accade nei sovralimentatori automobilistici, le
portate massiche nominali e, in misura maggiore, le portate volumetriche
delle due macchine risultano notevolmente diverse. Poich, in condizioni
stazionarie, a meno della potenza meccanica persa, la potenza del
compressore pari a quella dell'espansore, ne consegue che lo sbi-
lanciamento delle portate si riflette anche sulla diversit dei rapporti di
pressione (circa 3.3 per l'espansore e 1.57 per il compressore). Inoltre,
il fluido di lavoro (R404a) presenta, nelle condizioni termodinamiche di
interesse, valori della velocit del suono dell'ordine di 150 m/s.
Tali condizioni al contorno hanno richiesto, pertanto, che le macchine
commerciali selezionate preliminarmente dovessero essere entrambe
modificate. Si ritenuto opportuno prendere dapprima in considerazio-
ne l'espansore a causa delle criticit dovute all'esigua portata e al regime
di funzionamento transonico. Espansore
Il dimensionamento vincolato ha condotto allo sviluppo di un primo
espansore prototipo, avente un rotore di dimensioni ridotte rispetto
alla macchina commerciale, equipaggiato con una schiera statorica
progettata ex-novo, a canali convergenti-divergenti. Sono state effet-
tuate simulazioni CFD utilizzando il software commerciale ANSYS-
CFX. Il dominio di calcolo ha preso in considerazione due vani
statorici adiacenti e tre condotti rotorici ed stato esteso a monte e
a valle di una distanza pari al diametro di ingresso rotore. Per tener FIGURA 2 - Geometria dell'espansore con
condotti statorici convergenti
Tecnica 58 LA TERMOTECNICA DICEMBRE 2017 Refrigerazione & Efficienza conto del moto relativo statore-girante stato utilizzato all'interfaccia
un modello 'frozen rotor'. Per il fluido di lavoro stato utilizzato
il modello per gas reali di Aungier Redlich Kwong, mentre per la
turbolenza stato utilizzato il modello semplificato k-e standard [7].
Le simulazioni condotte, hanno portato ad evidenziare alcuni aspetti
critici della nuova geometria, in particolar modo l'inadeguatezza
dei condotti statorici che non accelerano quanto previsto il flusso in
ingresso al rotore. Pertanto, il lavoro proseguito ri-progettando lo
statore con canali semplicemente convergenti e verificandone le pre-
stazioni con il modello numerico descritto in precedenza. In Figura
2 riporta la geometria complessiva dell'espansore modificato con
vani statorici convergenti.
Dalle simulazioni fluidodinamiche effettuate sembra, infatti, che i vani
statorici accelerino correttamente il flusso in ingresso girante, consen-
tendo di ottenere rendimenti isentropici di circa 75-78% alla velocit
nominale di 60000 rpm ed una potenza disponibile al compressore
di 4.5 kW per le condizioni di progetto. In Figura 3 sono riportati i
dettagli delle curve caratteristiche ricavate tra 30000 e 90000 rpm. Compressore
Una volta dimensionato l'espansore, il lavoro proseguito focalizzan-
do l'attenzione sulle modifiche da apportare alla geometria base del
compressore centrifugo. Con riferimento ad una potenza disponibile
all'albero di 4,5 kW a 60000 rpm e considerando una portata nomi-
nale di 540 g/s, tramite una iniziale analisi mono-dimensionale si
proceduto ad identificare come dovessero essere ridotte le altezze dei
canali della girante nonch il nuovo diametro in uscita, ipotizzando
un rendimento isoentropico pari a 75%. In tal modo il compressore
stato modificato da macchina centrifuga a macchina a flusso misto.
Inoltre, la macchina stata provvista di un diffusore liscio posto a valle
della girante per ottenere un adeguato recupero cinetico all'uscita, ed stato equipaggiato con una schiera fissa in ingresso (IGV) per
ottenere una incidenza adeguata sulle pale della girante. In Figura
4 riportato un dettaglio della geometria con IGV e girante mista.
Anche per il compressore si proceduto ad analizzare il compor-
tamento della macchina tramite simulazioni CFD tridimensionali ef-
fettuate utilizzando il software commerciale ANSYS-CFX. I modelli
utilizzati sono analoghi a quelli impiegati per l'analisi dell'espansore.
In [9] e [10] sono presentati tutti i dettagli. FIGURA 3 - Curve caratteristiche dell'espansore di recupero: a) rapporto di espansione in funzione
della portata massica; b) rendimento isentropico in funzione del rapporto di espansione
FIGURA 4 - Geometria del compressore con IGV Tecnica LA TERMOTECNICA DICEMBRE 2017 59 Refrigerazione & Efficienza In figura 5 sono riportate le curve caratteristiche del compressore di
recupero per velocit comprese tra 40000 e 70000 rpm. Le presta-
zioni sono piuttosto ridotte se confrontate con quelle dei compressori
centrifughi per la sovralimentazione automobilistica, anche per le
condizioni nominali (rendimento isentropico prossimo al 60%). Tali
risultati, tuttavia, sono da ritenersi ampiamente soddisfacenti conside-
rando che la macchina stata modificata e non dimensionata ex-novo
per la specifica applicazione. Gruppo di recupero
Avendo conseguito risultati pi che soddisfacenti per entrambe le
macchine si proceduto ad analizzarne l'accoppiamento in condizio-
ni stazionarie. La potenza meccanica persa stata valutata secondo
le correlazioni semplificate proposte da SKF per cuscinetti a sfera
simili a quelli impiegati in alcuni sistemi per la sovralimentazione
automobilistica. Imponendo il medesimo regime di rotazione per le
due macchine e il bilancio delle potenze, stata ricavata la curva
caratteristica del gruppo di recupero. Nell'intorno delle condizioni
nominali il compressore di recupero riesce a precomprimere il fluido
con un rendimento complessivo del dispositivo del 40-45%. CONCLUSIONI
In base ai risultati ottenuti, stato possibile stimare in modo pi
accurato i risparmi attesi dall'impiego del sistema di recupero in un
impianto criogenico di riferimento da 100 kW operante tra -40C e
+40C. I risultati sono stati estremamente incoraggianti, prospettan-
do una riduzione della potenza elettrica richiesta dal compressore
principale di circa il 25% a fronte di una riduzione dell'effetto utile
di circa il 4% ed un incremento del COP dell'ordine del 29%. Tramite
la campagna sperimentale su un impianto prova in scala 1:1 attual-
mente in corso presso l'azienda Angelantoni S.p.A. si potr verificare
puntualmente il risparmio energetico atteso. BIBLIOGRAFIA
1. Rapporto tecnico, Analisi della riduzione delle emissioni climalteranti ed inquinanti, Progetto Nazionale COLD ENERGY, 2013 2. Widell K.N., Eikevik T., Reducing power consumption in multi-com- pressor refrigeration systems, International Journal of refrigeration,
Vol. 33, 88-94, 2010 3. Sarkar J., Ejector Enhanced Vapor Compression Refrigeration and Heat Pump Systems - A Review, Renewable and Sustainable Energy Reviews
16, 6647-6659, 2012. 4. Joost J. Brasz, Carrier Corporation, Refrigeration apparatus with ex- pansion turbine, European patent EP 0 676 600 B1, September 6,
2000 5. Ascani M., Refrigerating Device and Method for Circulating a Refri- gerating Fluid Associated with it, United States Patent; Patent No.: Us
8,505,317 B2; Aug.13, 2013 6. Cerri G., Alavi S. B., Chennaoui L., Giovannelli A., Mazzoni S., Opti- mum turbomachine selection for power regeneration in vapor compres-
sion cool production plants, International Journal of Mechanical, Aero-
space, Industrial and Mechatronics Engineering Vol. 9, No. 4, 2015 7. Giovannelli A., Archilei E. M., Design of an expander for internal power recovery in cryogenic cooling plants, Energy Procedia, Volume
82, 2015, Pages 180-185 8. Giovannelli A., Archilei E. M., Internal Power Recovery in Cryogenic Cooling Plants Part I: Expander Development, World Academy of
Science, Engineering and Technology International Journal of Mecha-
nical, Aerospace, Industrial, Mechatronic and Manufacturing Engine-
ering, Volume10, No.6, 2016 9. Giovannelli A., Archilei E. M., Palazzo E., Internal power recovery systems for cryogenic cooling plants: secondary compressor deve-
lopment, Energy Procedia, Volume 101, 2016, Pages 766-773 10. Archilei E. M., Design of an internal power recovery system for cryo- genic cooling plants, 2017, Tesi di Dottorato, Uni. degli studi Roma Tre FIGURA 5 - Curve caratteristiche del compressore di recupero: a) rapporto di compressione in funzione
della portata massica; b) rendimento isentropico in funzione del rapporto di compressione


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