SOLAR COOLING NELL'INDUSTRIA DEL VINO · effetti dovuti alle dispersioni termiche lungo le...

POLITECNICO DI MILANO

Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica

SOLAR COOLING NELL'INDUSTRIA DEL VINO

Progettazione di un impianto e valutazione dei reali risparmi

elettrici ai fini di ridurre le emissioni di anidride carbonica

Anno accademico 2013/2014

Relatore: Prof. Mario MOTTA

Correlatore: Prof. Rodrigo ESCOBAR

Tesi di laurea di:

Marco LABAGNARA Matr.783386

ii

SOMMARIO

La domanda di refrigerazione rappresenta la voce di consumo maggiore tra i diversi

utilizzi di energia elettrica nei processi di vinificazione.

Nel contesto globale attuale la produzione di energia elettrica è fortemente legata alle

emissioni di anidride carbonica e quindi va a contribuire alla diffusione del problema

del riscaldamento globale e dei cambiamenti climatici.

Per quanto riguarda l'industria del vino questi fenomeni oltre a portare tutti gli effetti

economici indiretti collegati a politiche ambientali che sono comuni a tutti i settori

produttivi, avrebbero effetti diretti sulla qualità e sulle tipologie di coltivazioni.

In questo contesto si sta diffondendo il concetto di vigna solare intesa come un

sistema produttivo capace di integrare attivamente l'utilizzo dell'energia solare nei

differenti processi per ridurre il consumo di energia primaria proveniente da fonte

fossile. Risulta tuttavia ancora poco analizzata la possibilità di ridurre i consumi di

elettricità impiegando un impianto di solar cooling composto da un frigorifero ad

assorbimento alimentato da collettori solari. Una applicazione del genere avrebbe il

grande vantaggio di poter accoppiare la fonte solare all'utilizzo di biomassa di scarto

proveniente dalla vigna stessa mantenendo così una matrice completamente

rinnovabile, incrementando l'autosufficienza energetica e migliorando l'immagine

dell'azienda e del prodotto.

Lo scopo del presente lavoro è quello di valutare e quantificare i reali risparmi

energetici raggiungibili tramite l'introduzione di un simile sistema e per far ciò si

studia l'applicazione di un sistema pilota in una realtà specifica, ovvero la vigna

Miguel Torres in Cile.

I criteri di scelta adottati quindi non sono solo di tipo energetico ma considerano

anche la compatibilità e la facilità di integrazione al sistema esistente.

La prima decisione presa riguarda la tipologia di macchina frigorifera, incontrando la

più adatta in un chiller ad assorbimento con fluido di lavoro acqua e bromuro di litio,

intorno alla quale viene costruito l'intero circuito contenente campo solare, accumulo

termico, caldaia a biomassa e torre evaporativa.

Particolare importanza all'interno dello studio assumono la scelta del campo solare e

le modalità di controllo della ventola della torre evaporativa: la prima va a

determinare la frazione solare del sistema mentre la seconda ha un peso importante

nel calcolo dei consumi e del COP elettrico.

La valutazione delle prestazioni dell'impianto è ottenuta tramite il software di

simulazione Trnsys, uno dei programmi più utilizzati nei progetti energetici di

stampo solare. I risultati così ottenuti permettono di confrontare le diverse

configurazioni possibili ed effettuare le scelte più importanti, tra cui: tipologia del

collettore, numero di collettori da installare, angolo di inclinazione ottimo e logica di

controllo della torre.

iii

Principale risultato dello studio a valle di tutte le decisioni prese è quindi il calcolo

del COP elettrico dell'impianto e della riduzione di emissione di anidride carbonica

per quantità di energia frigorifera prodotta. Inoltre il numero di collettori impiegati

riferito alla potenza frigorifera installata può essere preso in considerazione per

eventuali progetti in scala maggiore.

Si elencano ora brevemente i contenuti di ogni singolo capitolo.

Capitolo 1: presenta inizialmente una introduzione panoramica sull'industria vinicola

con particolari riferimenti agli aspetti di natura energetica. In seguito si analizza il

problema del 'Global warming' ed il concetto di vigna solare attraverso l'osservazione

dello stato attuale e delle potenzialità di questo sistema.

Capitolo 2: si focalizza il discorso sulle diverse tecnologie di solar cooling ed in

particolare si analizzano i componenti principali che caratterizzano il sistema

studiato, ovvero collettore termico, chiller ad assorbimento e torre evaporativa.

Capitolo 3: viene presentata la vigna Miguel Torres, complesso a cui fa riferimento il

presente studio. Nello specifico si analizza la domanda termica frigorifera e si valuta

la disponibilità delle fonti rinnovabili (sole e biomassa).

Capitolo 4: viene scelto il chiller e si prendono le decisioni impiantistiche

preliminari dei tre circuiti termici che lo circondano (alimentazione, raffreddamento

e refrigerazione) in base a vincoli imposti dall'impianto esistente e vincoli di

funzionamento dei componenti. Per ogni settore vengono presentati i componenti, le

connessioni reciproche e le logiche di controllo.

Capitolo 5: si introduce il programma di simulazione Trnsys con la descrizione dei

principali modelli utilizzati. Attraverso la definizione di parametri obiettivo si

effettuano le scelte riguardanti il campo solare: inclinazione dei collettori, tipologia

più adatta (piano o sottovuoto) e numero di unità impiegate, collocazione all'interno

della vigna, dimensionamento dello scambiatore di calore. Si valutano infine gli

effetti dovuti alle dispersioni termiche lungo le tubazioni e gli elementi di sicurezza

da inserire, fino ad arrivare al disegno completo dell'impianto considerato.

Capitolo 6: si effettua il calcolo dettagliato dei consumi elettrici di tutti gli ausiliari.

Per quanto riguarda la ventola della torre di evaporazione si valutano le differenze

dei tre sistemi di controllo proposti sulla velocità della ventola: singola velocità,

doppia velocità e velocità variabile. Si sceglie il sistema più virtuoso e si effettuano

le analisi e le osservazioni generali del sistema proposto.

Conclusioni: lo studio porta alla scelta di collettori piani in un rapporto di 6.8

m2/kWfreddo per il raggiungimento di una frazione solare del 50%. La regolazione

della torre migliore è quella a due velocità, la quale porta ad un COP elettrico di 13.6

ed una riduzione del 78% dei consumi elettrici e delle emissioni di anidride

iv

carbonica rispetto alla configurazione attuale. Dal punto di vista economico tuttavia

un sistema di questa taglia non sembra essere competitivo.

ABSTRACT

The refrigeration request represents the most important part among the electricity

uses in the vinification's process.

In the current global context electricity production is strongly connected to carbon

dioxide emissions and it goes to contribute to the global warming and climatic

changes problems.

Regarding the winemaking industry these phenomena take both indirect economic

effects linked to environmental policy and direct effects on the quality and type of

cultivations.

In this context the concept of solar winery is spreading, a system that can actively

exploit solar energy to reduce the primary energy consumption from

fossil source. However it is still not very common the use of an absorption chiller

powered by solar collectors. This kind of solution could supplement the solar source

with the combustion of waste biomass from the vineyard keeping a complete

renewable supply, increasing the energetic self-sufficiency and improving the image

of the product.

The purpose of this work is to evaluate and quantify the real electricity savings using

a similar system through the study of a pilot plant applied to a chilean vineyard,

Miguel Torres.

The design and the optimization of the plant are carried out with both technical-

economical selection criteria and considering an easy integration with the existing

plant.

Solar field selection and cooling tower fan velocity control take a particular

relevance in the study because they have a strong influence respectively on the solar

fraction and the electric COP. Two types of collectors (plane and evacuated) and

three types of fan control (fixed velocity, two step velocity and continue control) are

evaluated.

The performance estimations are obtained with Trnsys, one of the best simulation

software for the renewable projects evaluation.

The main results are the electric COP calculation and the reduction of carbon dioxide

emissions. Furthermore, the number of solar collectors for unit of refrigeration

capacity installed could be useful for a major scale project.

v

INDICE

SOMMARIO ................................................................................................................................... II

ABSTRACT.......................................................................................................................... ................IV

INTRODUZIONE .............................................................................................................................1

1 INDUSTRIA DEL VINO ED ENERGIA ......................................................................................1

1.1 MONDO DEL VINO .........................................................................................................1 1.1.1 STORIA E SITUAZIONE MONDIALE .......................................................................1 1.1.2 PROCESSO DI VINIFICAZIONE ..............................................................................3 1.1.3 USO DELL'ENERGIA NELL'INDUSTRIA DEL VINO ...............................................4

1.2 GLOBAL WARMING E INDUSTRIA DEL VINO ............................................................5 1.2.1 LA FONTE SOLARE..................................................................................................6 1.2.2 LA VIGNA SOLARE ..................................................................................................7 1.2.3 DIFFUSIONE DELLA VIGNA SOLARE: I FATTORI COINVOLTI ...........................9

2 SOLAR COOLING ...................................................................................................................... 11

2.1 INTRODUZIONE AL SOLAR COOLING ...................................................................... 11 2.1.1 SOLARE FOTOVOLTAICO E CHILLER A COMPRESSIONE ................................ 13 2.1.2 SOLARE TERMICO E CLOSED SORPTION COOLING ......................................... 14 2.1.3 SOLARE TERMICO E CHILLER A COMPRESSIONE ............................................ 16 2.1.4 SOLARE TERMICO E OPEN SORPTION COOLING ............................................. 17

2.2 SOLARE TERMICO CON SORPTION COOLING: POTENZIALITA' E DESCRIZIONE

DEI COMPONENTI .................................................................................................................... 18 2.2.1 COLLETTORE TERMICO ....................................................................................... 18 2.2.2 CHILLER TERMICO ............................................................................................... 24 2.2.3 SISTEMA SMALTIMENTO CALORE ...................................................................... 27

3 PRESENTAZIONE DEL CASO DI STUDIO ............................................................................ 31

3.1 L'AZIENDA MIGUEL TORRES ..................................................................................... 31 3.1.1 STRUTTURA DELL'IMPIANTO TERMICO ............................................................ 32

3.2 STUDIO DELLA DOMANDA FRIGORIFERA .............................................................. 34 3.2.1 STUDIO TERMICO SEMPLIFICATO ..................................................................... 35

3.3 DISPONIBILITA' RISORSE RINNOVABILI ................................................................. 39 3.3.1 ENERGIA SOLARE ................................................................................................. 39 3.3.2 BIOMASSA .............................................................................................................. 40

4 STRUTTURA DELL'IMPIANTO .............................................................................................. 41

4.1 SCELTA DEL CHILLER ................................................................................................. 41 4.1.1 MACCHINE CON Li-Br SUL MERCATO ................................................................ 42 4.1.2 CONTROLLO CHILLER ......................................................................................... 45

4.2 SISTEMA DI GENERAZIONE DEL CALORE ............................................................... 45 4.2.1 CAMPO SOLARE .................................................................................................... 46 4.2.2 CALDAIA AUSILIARIA ........................................................................................... 50

4.3 SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO .............................................................................. 52 4.3.1 SCELTA DELLA TORRE DI RAFFREDDAMENTO ................................................ 52 4.3.2 CONNESSIONE ALL'IMPIANTO ............................................................................ 53 4.3.3 REGOLAZIONE DELLA TORRE............................................................................. 53

4.4 SISTEMA DI REFRIGERAZIONE.................................................................................. 56 4.4.1 CONNESSIONE ALL'IMPIANTO ............................................................................ 56

5 SIMULAZIONE DEL SISTEMA ED OTTIMIZZAZIONE DEL CAMPO SOLARE ............ 60

5.1 DESCRIZIONE DEL SOFTWARE E DEI MODELLI ..................................................... 60 5.1.1 TYPE 107: CHILLER AD ASSORBIMENTO ........................................................... 62

vi

5.1.2 TYPE 1C, 71: COLLETTORE PIANO E SOTTOVUOTO ......................................... 63 5.1.3 TYPE 51: TORRE DI RAFFREDDAMENTO ........................................................... 64 5.1.4 TYPE 534: ACCUMULO TERMICO ....................................................................... 66

5.2 PARAMETRI OBIETTIVO ............................................................................................. 67 5.2.1 ENERGIA FRIGORIFERA PRODOTTA .................................................................. 67 5.2.2 FRAZIONE SOLARE ............................................................................................... 68 5.2.3 ENERGIA FRIGORIFERA SOLARE ........................................................................ 68 5.2.4 COP ELETTRICO E RISPARMIO DI ENERGIA ELETTRICA ................................ 69

5.3 SCELTA E OTTIMIZZAZIONE DEL CIRCUITO SOLARE ........................................... 69 5.3.1 ANGOLO DI INCLINAZIONE ................................................................................. 70 5.3.2 TIPOLOGIA COLLETTORE E AREA CAMPO SOLARE ......................................... 71 5.3.3 DIMENSIONAMENTO SCAMBIATORE DI CALORE ............................................. 78 5.3.4 ISOLAMENTO CIRCUITO PRIMARIO ................................................................... 80 5.3.5 ELEMENTI DI SICUREZZA .................................................................................... 82 5.3.6 RIASSUNTO SCELTE CAMPO SOLARE ................................................................ 83

6 ANALISI DEI CONSUMI ELETTRICI ..................................................................................... 85

6.1 POMPE DI CIRCOLAZIONE .......................................................................................... 85 6.1.1 PERDITE LINEARI ................................................................................................. 85 6.1.2 PERDITE LOCALIZZATE ....................................................................................... 87 6.1.3 POTENZA POMPE ................................................................................................. 88

6.2 TORRE EVAPORATIVA ................................................................................................ 89 6.2.1 REGOLAZIONE A SINGOLA VELOCITA' .............................................................. 89 6.2.2 REGOLAZIONE A DOPPIA VELOCITA' ................................................................ 90 6.2.3 REGOLAZIONE CONTINUA .................................................................................. 91

6.3 CONSUMI INTERNI DEL CHILLER ............................................................................. 92 6.4 ANALISI DEI CONSUMI TOTALI ................................................................................. 92 6.5 ANALISI E CONSIDERAZIONI ..................................................................................... 94

6.5.1 RIDUZIONE DEL CONSUMO DI ENERGIA ELETTRICA E DELL'EMISSIONE DI

ANIDRIDE CARBONICA ........................................................................................................ 94 6.5.2 VALUTAZIONI ECONOMICHE .............................................................................. 95 6.5.3 CONSUMO DI BIOMASSA ..................................................................................... 96 6.5.4 CONFRONTO CON IL FOTOVOLTAICO .............................................................. 96

CONCLUSIONI .............................................................................................................................. 97

BIBLIOGRAFIA............................................................................................................................. 99

APPENDICE DATI DI FUNZIONAMENTO DEI COMPONENTI SIMULATI .................. 101

ALLEGATO SCHEMA IDRAULICO DELL'IMPIANTO PROPOSTO ................................ 104

INTRODUZIONE

Lo studio realizzato si colloca all'interno di un progetto di innovazione supportato

dalla fondazione per l'innovazione agraria del governo del Cile (FIA), che si pone

come obiettivo la riduzione delle emissioni di anidride carbonica nell'industria del

vino attraverso l'utilizzo dell'energia solare.

Considerate le caratteristiche del parco elettrico cileno, composto circa per il 50% da

centrali termoelettriche, si decide di agire sulla fonte principale della domanda

elettrica nel processo di vinificazione: la refrigerazione. In questo contesto si

propone un sistema di raffreddamento ad assorbimento che utilizzi come fonte

l'energia solare e l'energia ricavabile dalla combustione della biomassa di scarto

prodotta nella vigna stessa.

Il progetto pilota vede una collaborazione tra le università cilene e l'impresa vinicola

'Miguel Torres S.A.' presso cui verrà installato il sistema.

Tale progetto è stato il punto di partenza per lo sviluppo del presente lavoro. L'autore

ha infatti partecipato alla fase iniziale di progettazione presso la 'Pontificia

Universidad Catolica de Chile', principale esecutore dell'opera tramite la società

interna all'università 'DICTUC S.A', con referente il professor Escobar.

1

INDUSTRIA DEL VINO ED ENERGIA

Il primo capitolo ha come obiettivo quello di descrivere brevemente le caratteristiche

principali dell'industria del vino in modo da capire i motivi e individuare le

potenzialità del progetto proposto.

1.1 MONDO DEL VINO

1.1.1 STORIA E SITUAZIONE MONDIALE

L'origine della viticoltura si colloca in epoche molto lontante, che secondo ultimi

studi scientifici risalgono a circa 7000 mila anni fa nelle zone corrispondenti agli

attuali paesi Georgia, Armenia, Turchia e Iran.

Con il trascorrere dei secoli la coltivazione di questa pianta si è diffusa a tutte le zone

del pianeta che presentassero il clima adatto alla crescita di uve utili alla

vinificazione, ovvero con stagioni ben marcate, limitate quantità di pioggia (700

mm/anno) ed una buona insolazione [4].

Queste restrizioni spiegano come mai la maggior parte dei produttori di vino si

trovano fra le latitudini 30° e 50° dei due emisferi, con temperature medie annuali fra

i 10°C e 20°C, confinando più dell'80% dell'intera produzione nei primi dieci paesi

(Tabella 1.1).

Gli equilibri e la distribuzione delle produzioni non sono però costanti nel tempo in

quanto vedono una Europa che pur mantenendo il primato mondiale subisce un

Cap. 1 - Industria del vino ed energia

2

restringimento del volume totale mentre spiccano positivamente paesi emergenti

come Cina e Cile.

Interessante da notare anche la lista dei principali paesi esportatori: il Cile è il

maggior paese non europeo in questa classifica, esportando circa il 60% della sua

produzione. (Tabella 1.2)

In questo contesto è evidente l'importanza di una buona immagine spendibile a

livello globale, lavorando non solo sulla qualità del prodotto bensì sulle

responsabilità sociali dell'impresa vinicola, ad esempio l'attenzione alle

problematiche ambientali.

Tabella 1.1. Principali paesi produttori di vino (2012). Ricavato 'Statistical report on world

vitiviniculture 2013' - OIV

Ranking Paese Produzione [hl] Percentuale su

produzione mondiale [%]

1 Francia 41 422 000 16.4

2 Italia 40 060 000 15.9

3 Spagna 30 392 000 12.1

4 USA 20 510 000 8.1

5 Cina 14 880 000 5.9

6 Australia 12 660 000 5.0

7 Cile 12 554 000 5.0

8 Argentina 11 778 000 4,7

9 Sud Africa 10 037 000 4.0

10 Germania 9 012 000 3.6

Totale World 252 000 000

Tabella 1.2. Principali paesi esportatori di vino (2012). Ricavato da 'Statistical report on

world vitiviniculture 2012, 2013' - OIV

Ranking Paese Esportazione [hl]

Percentuale su

produzione nazionale [%]

1 Italia 22 249 000 55.5

2 Spagna 19 231 000 63.3

3 Francia 14 901 000 36.0

4 Cile 7 474 000 59.5

5 Australia 7 155 000 56.5

6 USA 3 993 000 19.5

7 Sud Africa 3 952 000 39.4

8 Germania 3 930 000 43.6

9 Argentina 3 588 000 30.5

10 Portogallo 3 232 000 52.6


3

1.1.2 PROCESSO DI VINIFICAZIONE

Per cercare di capire quali sono le esigenze energetiche di una vigna ed in quali fasi

della produzione si va ad inserire questo studio si introduce brevemente l'insieme

delle lavorazioni principali.

Il processo chiave nella produzione del vino è la fermentazione alcolica, ovvero una

conversione biologica dello zucchero in etanolo ed anidride carbonica accompagnata

da una liberazione di energia termica a causa della natura esotermica delle reazioni.

Mentre inizialmente consisteva in una trasformazione naturale e poco controllata, nel

corso dei secoli l'esperienza acquisita e le innovazioni tecnologiche hanno portato ad

un aumento della complessità e della varietà delle lavorazioni a seconda della

tipologia di vino richiesta.

In linea di massima possiamo riferirci a due processi generici corrispondenti alla

produzione di vino bianco e di vino rosso. [17]

Figura 1.1. Processo di vinificazione per vini rossi. Da [41].

Una volta effettuato il raccolto, per i vini rossi la prima tappa della vinificazione

consiste nell'effettuare la pigiatura dell'uva, con o senza graspo, per ottenere un

succo che prende il nome di 'mosto', nel quale rimangono alcune parti solide come le

bucce e i vinaccioli.

Segue la fermentazione, fase in cui il mosto si trasforma in vino grazie all'azione dei

lieviti. Questa fase dura mediamente una settimana e deve avvenire ad una

temperatura controllata, usualmente 25-30 °C, affinchè non avvengano reazioni

indesiderate o si arresti la fermentazione.

A partire dalla fase finale della fermentazione per alcuni giorni il vino viene lasciato

a contatto con le parti solide presenti (macerazione) conferendo struttura e colore al

liquido. Eventualmente dopo la separazione dalle vinacce si può procedere ad una


4

seconda fermentazione detta malolattica, nella quale si trasforma l'acido malico in

acido lattico e anidride carbonica per diminuire l'acidità totale.

Il vino formato viene spostato in nuovi recipienti dove avviene la stabilizzazione, che

consiste in un insieme di pratiche enologiche che hanno lo scopo di conservare nel

tempo le caratteristiche organolettiche del vino e prevenire fenomeni nocivi come

l'intorbidimento o creazione di depositi. Queste operazioni variano da vigna a vigna

ma richiedono sempre range di temperature controllati.

Infine si può filtrare ed imbottigliare il prodotto e procedere alla vendita.

Figura 1.2. Processo di vinificazione per vini bianchi. Da [41].

Il processo utiIizzato per ottenere vini bianchi inizia a distinguersi a partire dalla

pigiatura: questa avviene attraverso presse pneumatiche che separano il succo dalle

parti solide non permettendo la successiva macerazione.

Altra differenza si trova nel tempo e nella temperatura di fermentazione presentando

una durata di circa due settimane ad una temperatura tra 15 e 18 °C.

A prescindere dal particolare processo produttivo scelto dall'azienda appare evidente

la necessità di possedere un impianto capace di regolare la temperatura dei recipienti

in modo da imporre i valori ottimali scelti dal responsabile chimico, in qualsiasi

condizione ambientale.

1.1.3 USO DELL'ENERGIA NELL'INDUSTRIA DEL VINO

Le diverse attività che vanno dal raccolto dell'uva fino al prodotto finale

imbottigliato sono molteplici e portano al consumo di energia sotto diverse fonti.

Studiosi che hanno misurato i diversi utilizzi di energia di vigne in California,

Europa e Australia sono riusciti ad ottenere le frazioni standard di consumo per

risorsa energetica in una vigna, nonostante clima e tecniche produttive possano

risultare molto lontani tra loro [4]. Escludendo i consumi dovuti al trasporto del

prodotto finale, tipicamente la fonte di energia più utilizzata è l'elettricità con


5

percentuali fra il 70% e 80%, seguita da comustibili gassosi fra 15% e 25% e

combustibili liquidi per il 5%. (Figura 1.3)

Nello specifico i combustibili liquidi utilizzati sono la benzina per macchine

utilizzate nell'intero anno ed il diesel per le potenti macchine agricole adibite al

dissodamento del terreno. Grazie alla facile reperibilità sono utilizzati nella maggior

parte dei casi analizzati anche se la crescita dei costi e le politiche restrittive contro il

riscaldamento globale stanno spingendo recentemente verso l'adozione di

combustibili alternativi come biodiesel e bioetanolo.

I combustibili gassosi, gas naturale, GPL e propano, sono impiegati principalmente

per i processi di riscaldamento di spazi e acqua utile alle attività produttive. Se non

sono presenti gasdotti vicino al sito produttivo, al gas naturale si preferisce il GPL

portato da camion cisterna.

Infine si considera l'elettricità, che come detto rappresenta senza dubbio la porzione

preponderante nel consumo energetico di una vigna. Viene utilizzata in gran parte

dai chiller a compressione (40-60%) a sottolineare nuovamente l'importanza del

controllo delle temperature all'interno del processo. Seguono macchine rotative (10-

35%), illuminazione (5-30%), produzione di aria compressa (3-10%) ed altri

dispositivi (5-30%).

Figura 1.3. Percentuali medie utilizzo fonti di energia primaria nell'industria del vino [4]

1.2 GLOBAL WARMING E INDUSTRIA DEL VINO

Uno dei temi più importanti ed urgenti al giorno d'oggi riguarda il notevole aumento

delle emissioni antropogeniche di gas serra a partire dalla rivoluzione industriale e la

sua connessione al riscaldamento globale (Figura 1.4). Diversi accordi e programmi

internazionali hanno lo scopo di ridurre questa tendenza prima che gli effetti

diventino drammatici andando a lavorare su diversi fronti: sviluppo e diffusione delle

energie rinnovabili, miglioramento dell'efficienza energetica e riduzione dei

consumi.

75%

20%

5%

elettricità

gas

combustibili liquidi


6

Figura 1.4. Concentrazione atmosferica globale di CO2 e variazione della temperatura media

globale. Fonte: World energy outlook special report 2013, IEA.

Per quanto riguarda l'industria del vino si può dire che può essere collegata al

cambiamento climatico in due modi. Da un lato come tutte le attività produttive

umane contribuisce, anche se in minima parte, all'aumento di anidride carbonica

nell'atmosfera: si può stimare che la produzione ed il trasporto di una bottiglia da

0.75 litri produca un'emissione di due chili di CO2, attribuendo così all'industria

vinicola lo 0.08% delle emissioni (riferendosi all'anno 2009).[4]

Dall'altro ricordando le particolari condizioni climatiche richieste da questo tipo di

coltivazione un eventuale cambio delle condizioni metereologiche porterebbe ad un

diretto interessamento del settore: l'ubicazione delle aree geografiche ottimali alla

produzione di vino potrebbe cambiare ed i produttori si vedranno costretti a

modificare le varietà di uve utilizzate ed i metodi di produzione per preservare la

qualità del vino prodotto[18].

1.2.1 LA FONTE SOLARE

Nell'ambito delle energie rinnovabili l'energia solare rappresenta una fonte con una

potenzialità enorme: la terra riceve annualmente un quantitativo di energia dalla

nostra stella pari a 5.36*1024

J, ovvero di alcuni ordini di grandezza superiore al

consumo mondiale di energia primaria relativo allo stesso periodo, pari a 5.53*1020

J

[14].

Ovviamente è al giorno d'oggi impensabile riuscire a soddisfare l'intera domanda

energetica sfruttando unicamente la radiazione solare, ma sono presenti grandi

margini di miglioramento in questo campo.

Non tutta l'energia che arriva sulla superficie esterna dell'atmosfera viene trasmessa

al suolo a causa dei fenomeni di dispersione e diffusione, dipendenti dalla lunghezza


7

del tragitto percorso attraverso l'aria fino ad arrivare al suolo, le condizioni

atmosferiche e l'inclinazione relativa tra raggi solari e superficie captante.

Di conseguenza l'intensità della radiazione sulla superficie terrestre è disuniforme, il

che favorisce l'impiego di tecnologie solari in alcune aree rispetto ad altre e come si

può notare dalle immagini, le zone vinicole sono tutte soggette a buoni livelli di

insolazione. (Figura 1.5, Figura 1.6)

Figura 1.5. Somma annuale radiazione globale orizzontale GHI. Fonte: SolarGIS 2013

Figura 1.6. Distribuzione geografica delle vigne a livello mondiale e linee isoterme della

temperatura media annuale. [4]

1.2.2 LA VIGNA SOLARE

Dopo le premesse fatte si può introdurre il concetto di vigna solare: un sistema che

usa attivamente l'energia solare per soddisfare parte della domanda energetica

collegata ai processi ed agli edifici coinvolti nel processo di vinificazione.


8

La definizione di 'uso attivo' sta a dire che il sistema converte l'energia solare in

calore o elettricità, utilizzando un componente elettrico o meccanico che consenta di

aumentare e rendere disponibile l'energia utile raccolta.

Come si è visto la domanda energetica è sia di natura termica che elettrica e

nonostante sia fluttuante nell'arco dell'anno si può considerare continua praticamente

in tutti i mesi. Questo aspetto è valutato positivamente dal punto di vista del possibile

utilizzo di tecnologie rinnovabili in quanto queste ultime sono tanto più appetibili

quanto più si massimizzano le ore di funzionamento. Ciò è dovuto ai costi di

funzionamento quasi nulli a fronte di costi di installazione elevati, se comparati con

una tecnologia tradizionale.

Le tecnologie solari oggi utilizzate possono essere classificate in due grandi

categorie:

Solare fotovoltaico, produce direttamente energia elettrica grazie all'effetto fotoelettrico di alcuni materiali semiconduttori.

Solare termico, converte l'energia elettromagnetica della luce solare in

energia termica immagazzinata in un fluido, di solito acqua, che viene

utilizzato direttamente per richieste di calore, processato attraverso sistemi

intermedi per richieste di freddo o inviato ad un ciclo di potenza per

generare elettricità.

Figura 1.7. Possibili utilizzi dell'energia solare.

A livello mondiale nel 2011 si potevano contare solamente circa 300 siti di

vinificazione con un significativo utilizzo dell'energia solare, ubicati principalmente

in California ed in Europa (di cui la maggior parte in Germania). Per quanto riguarda

la tecnologia usata, il fotovoltaico rappresenta nettamente la scelta predominante,

mentre si contano pochissimi impianti con chiller ad assorbimento alimentati ad

energia solare.


9

Figura 1.8. Tipi di installazione solare nelle vigne europee (a) e californiane (b): PV

(Fotofoltaico), ST (Solare Termico), PVT (Cogenerazione elettricità/calore). (2011) [4]

1.2.3 DIFFUSIONE DELLA VIGNA SOLARE: I FATTORI

COINVOLTI

Lo sviluppo e la diffusione delle tecnologie rinnovabili, in questo settore come in

altri, dipende da diversi fattori, tra cui i più importanti sono:

Fattori ambientali

La disponibilità della risorsa rinnovabile è ovviamente il primo parametro da tenere

in considerazione. Come osservato la radiazione disponibile nei siti vinicoli è buona,

quindi generalmente non ci sono limitazioni intrinseche all'uso di questa tecnologia.

Fattori economici

Usualmente a livello economico un impianto di tipo rinnovabile rispetto ad un

impianto convenzionale presenta maggiori costi di investimento e minori costi

variabili grazie alla assenza, o comunque alla drastica diminuzione, dei costi dovuti

al carburante o elettricità. Di conseguenza l'andamento temporale dei prezzi delle

diverse voci in considerazione influisce notevolmente sulla decisione di investire o

meno nella fonte rinnovabile da un punto di vista prettamente economico.

Per quanto riguarda il costo dei carburanti fossili entrano in gioco moltissimi fattori

tra cui domanda, disponibilità nei giacimenti, accordi internazionali e instabilità

politica dei paesi produttori, ma in generale è prevedibile un aumento nei prossimi

anni. [19]

Parlando invece dei costi di investimento per le tecnologie solari è evidente una

diminuzione dei prezzi grazie alle migliori tecniche di produzione ed alle economie

di scala ed il trend futuro dovrebbe continuare nella stessa direzione. Nella figura 1.9

si può apprezzare l'andamento storico e le previsioni future del costo di produzione

di un collettore termico piano e della capacità installata in Europa.

(a) (b)


10

Figura 1.9. Dati storici e previsioni del costo di un collettore piano di 2.3m² e della capacità

installata in Europa. Fonte: Strategic research priorities for solar thermal technology, ESTTP

2012

Fattori politici

Gli accordi internazionali e le leggi nazionali riguardanti le politiche ambientali

hanno e avranno un peso determinante nella riduzione delle emissioni di anidride

carbonica attraverso svariate azioni possibili: introduzione di una carbon tax, sistemi

'cap and trade', incentivi diretti e sconti fiscali a favore delle rinnovabili.

Sebbene l'industria del vino potrebbe non essere un bersaglio diretto di azioni

legislative data la relativa poca influenza sul bilancio globale delle emissioni,

sicuramente sarebbe coinvolta in modo indiretto dai provvedimenti verso diverse

industrie con maggior impatto ambientale, come generazione di elettricità, trasporto,

produzione di vetro e fertilizzanti.

L'effetto di determinate decisioni politiche sarebbe quindi quello di rendere

economicamente attraente e vantaggioso un investimento nelle rinnovabili nel caso

in cui non possa esserlo in modo autonomo.

Altri fattori

La possibilità di essere indipendenti e autonomi a livello energetico eliminerebbe

rischi dovuti a eventuali disservizi delle reti di fornitura garantendo in ogni caso il

soddisfacimento della domanda energetica.

Infine un'ultima considerazione che può spingere verso la diffusione del modello di

vigna solare è collegata all'immagine della società vinicola, che grazie all'impegno in

tematiche ambientali riscontrerebbe sicuramente un miglior apprezzamento in alcuni

settori del mercato.

2

SOLAR COOLING

Dopo aver considerato le diverse esigenze energetiche dell'industria vinicola e la

interessante possibilità di sfruttamento dell'energia solare al suo interno, in questo

capitolo si concentra l'attenzione su un campo di applicazione più specifico, quello

del 'solar cooling' ed in particolare delle tecnologie presenti nella soluzione

impiantistica che vede accoppiati solare termico e frigorifero ad assorbimento.

2.1 INTRODUZIONE AL SOLAR COOLING

Con l'espressione 'solar cooling' e 'solar conditioning' si intende un sistema di

produzione di energia termica frigorifera che utilizza principalmente come fonte di

energia la luce del sole raccolta attraverso delle superfici captanti.

Esistono diverse tecnologie che permettono di utilizzare l'energia solare per

raffreddare una corrente d'acqua, d'aria o di un altro fluido, richiesta per soddisfare

domande energetiche dovute al confort termico o refrigerazione in edifici

commerciali o residenziali, oppure dovute a processi industriali.

Il grande punto di forza comune a tutte le possibili configurazioni è la concomitanza

fra la disponibilità di radiazione solare ed il picco di domanda di refrigerazione:

questo perchè usualmente i periodi dell'anno e le ore del giorno con le temperature

ambiente più alte, e di conseguenza con le maggiori domande di raffreddamento,

coincidono con i momenti di massima radiazione solare.

Questa coincidenza temporale permette di ridurre uno dei problemi più importanti ed

intrinseco delle tecnologie che sfruttano l'energia solare: la discontinuità della fonte

energetica.

Cap.2 - Solar cooling 12

12

Al giorno d'oggi il sistema di refrigerazione più utilizzato è il chiller a compressione

di vapore alimentato da corrente elettrica proveniente dalla rete. Questa soluzione

contribuisce all'emissione di gas serra nell'atmosfera a seconda dell'energia primaria

impiegata nel parco elettrico considerato.

L'utilizzo di tecnologie solari permetterebbe di diminuire i consumi elettrici,

diminuendo anche i sovraccarichi della rete nei periodi critici con alta domanda, e

ridurrebbe le emissioni di anidride carbonica.

Si possono classificare le diverse tecnologie raggruppate sotto la famiglia del solar

cooling differenziando la modalità di sfruttamento dell'energia solare, la macchina

raffreddamento utilizzata e il vettore energetico che mette in comunicazione le due

tecnologie.

Figura 2.1. Classificazione sistemi di solar cooling.

Si presentano adesso i possibili accoppiamenti tra tecnologia solare e tecnologia

frigorifera, presentando nei due sistemi più utilizzati un rendimento solare globale,

in grado di dare una idea di massima sul potenziale sfruttamento della fonte solare.

Questo coefficiente tiene in conto delle singole prestazioni dei due componenti

principali, collettori e macchina frigorifera, trascurando perdite in eventuali sistemi

secondari interposti:

𝐶𝑂𝑃𝑠𝑜𝑙 = 𝐶𝑂𝑃𝑐𝑕 ∗ 𝜂𝑠𝑜𝑙 [2.1]

𝐶𝑂𝑃𝑠𝑜𝑙 : rapporto fra energia frigorifera prodotta ed energia solare disponibile

𝐶𝑂𝑃𝑐𝑕 : rapporto fra energia frigorifera prodotta ed energia solare utile


13

𝜂𝑠𝑜𝑙 : rapporto fra energia solare utile ed energia solare disponibile

2.1.1 SOLARE FOTOVOLTAICO E CHILLER A

COMPRESSIONE

I componenti essenziali presenti in questa configurazione impiantistica sono:

Pannelli fotovoltaici: tramite lo sfruttamento dell'effetto fotoelettrico

trasformano la radiazione solare in corrente continua. Il rendimento di

conversione 𝜂𝑠𝑜𝑙 dipende dalla tecnologia usata e generalmente si trova tra 0.15 e 0.2.

Inverter: trasforma la corrente continua prodotta dai pannelli in corrente alterna.

Swich board: è indispensabile per compensare lo sfasamento fra produzione

fotovoltaica e domanda del chiller. Se i pannelli generano più energia di

quella richiesta o se il chiller è spento, l'elettricità in eccesso viene deviata

verso la rete elettrica, batterie o altri utilizzi.

Frigorifero a compressione: utilizzando un ciclo termodinamico inverso produce l'effetto utile all'evaporatore e assorbe energia elettrica nel

compressore. Ha valori di efficienza frigorifera 𝐶𝑂𝑃𝑐𝑕 compresi tra 2.5 e 5.5.

Accumulo freddo: serve a disaccoppiare il funzionamento del chiller dalla richiesta frigorifera dell'utente e garantire una fornitura senza interruzioni.

Figura 2.2. Sistema solare fotovoltaico con chiller a compressione. Modificato da [35]

Il coefficiente di rendimento globale 𝐶𝑂𝑃𝑠𝑜𝑙 assume quindi valori compresi fra 0.375

e 1.1.


14

Tenendo in considerazione che l'industria vinicola presenta anche una domanda di

acqua calda, potrebbe essere interessante la scelta di un chiller che possa funzionare

anche come pompa di calore a seconda della domanda (Figura 2.3).

In questo caso l'effetto utile nel ciclo inverso si sposterebbe al condensatore,

alimentando un accumulo caldo. In caso di insufficienza di energia solare la

domanda di calore potrebbe essere soddisfatta sia prelevando energia elettrica dalla

rete che che da una caldaia ausiliaria.

Figura 2.3. Sistema solare fotovoltaico con chiller a compressione/pompa di calore.

Modificato da [35].

2.1.2 SOLARE TERMICO E CLOSED SORPTION COOLING

I componenti principali sono:

Collettori solari termici: immagazzinano l'energia solare all'interno di un fluido termovettore, usualmente acqua, innalzandone la temperatura.

Accumulo caldo: serve a disaccoppiare la raccolta di energia solare dalla

domanda del chiller e garantire una fornitura senza interruzzioni.

Back-up boiler: è una seconda fonte energetica che va ad alimentare il chiller quando la radiazione solare non è sufficiente a coprire tutta la domanda.

Chiller ad as(ad)sorbimento: produce energia frigorifera resa disponibile all'evaporatore utilizzando principalmente energia termica e in minima parte

energia elettrica.


15

Figura 2.4. Sistema solare termico con 'closed sorption'. Modificato da [35].

Il parametro fondamentale e critico nell'accoppiamento tra collettori solari e chiller

termici è il range di temperature accettate dal generatore, che va a limitare il campo

di scelta dei collettori utilizzabili in base alla macchina frigorifera scelta.

Limitandoci alle sole macchine a singolo effetto le possibili combinazioni sono

rappresentate nella tabella 2.1.

Tabella 2.1. Compatibilità tra macchine ad assorbimento a singolo effetto e collettori solari

in base alla temperatura richiesta al generatore.

Tecnologia chiller Temperatura al

generatore [°C]

Tecnologia solare

Assorbimento con

H2O-BrLi

75-95 Colletore piano - FPC

Collettore sottovuoto - ETC (con CPC)

Assorbimento con

NH3-H2O

130-180 Compound parabolic collector - CPC

Linear Fresnel reflector - LFR

Cylindrical trough collector - CTC

Parabolic trough collector - PTC

Adsorbimento 60-90 Colletore piano - FPC

Collettore sottovuoto - ETC (con CPC)

La temperatura inoltre ha un effetto opposto sui due componenti principali del

sistema, in quanto un suo aumento diminuisce l'efficienza dei collettori a causa delle

maggiori perdite termiche ma aumenta la capacità di raffreddamento della macchina

frigorifera.


16

Considerando una temperatura ambiente di 20°C, una radiazione di 1000 W/m²,

l'utilizzo di collettori piani [12] per macchina ad assorbimento Li/Br e adsorbimento,

e l'utilizzo di collettori parabolici lineari [22] per le macchina ad ammoniaca [21], si

può effettuare una prima analisi che indichi le potenzialità di ciascun accoppiamento

considerato (Tabella 2.2).

L'analisi effettuata non considera i molteplici fattori aggiuntivi che potrebbero

influire sulla scelta di una soluzione rispetto ad un'altra, ma può dare un'idea

sull'ordine di grandezza delle variabili in gioco e sulla capacità teorica di ciascun

impianto.

Anche in questo caso inoltre è possibile utilizzare l'energia solare per soddisfare

eventuali domande di calore evitando il chiller a compressione dopo l'accumulo

caldo.

Tabella 2.2. Rendimenti tipici di frigoriferi ad assorbimento e collettori solari, con

valutazione finale di un rendimento complessivo dell'impianto.

Tecnologia chiller Tgen [°C] 𝑪𝑶𝑷𝒄𝒉 𝜼𝒕𝒆𝒓 𝑪𝑶𝑷𝒔𝒐𝒍

Assorbimento con H2O-BrLi

85 0.7 0.59 0.41

Assorbimento con NH3-H2O

150 0.6 0.64 0.38

Adsorbimento 75 0.55 0.63 0.35

2.1.3 SOLARE TERMICO E CHILLER A COMPRESSIONE

Questo sistema utilizza un frigorifero a compressione di vapore sottoposto ad un

ciclo Rankine alimentato da fonte solare, tale che la potenza meccanica prodotta

nella turbina del ciclo di potenza viene trasferita al compressore del ciclo frigorifero.

Anche in questo caso l'effetto della temperatura è differente sui componenti

dell'impianto, infatti un suo aumento diminuisce il rendimento dei collettori ma

favorisce le prestazioni del ciclo di potenza. Di conseguenza in quest'ultimo si evita

il surriscaldamento del vapore e per evitare la formazione di liquido in turbina si

utilizzano fluidi con pendenza della curva di saturazione positiva.

Tuttavia questa tecnologia presenta diversi punti critici come il difficile matching tra

turbina e compressore e l'alto costo di generazione di energia meccanica da fonte

solare per impianti di piccole e medie dimensioni.

La soluzione solare da accoppiare ad un chiller di compressione quindi rimane quella

con il fotovoltaico.


17

Figura 2.5. Sistema solare termico e chiller a compressione. [8]

2.1.4 SOLARE TERMICO E OPEN SORPTION COOLING

In questa categoria rientrano una serie di sistemi che provvedono al condizionamento

dell'aria attraverso cicli aperti basati su processi di deumidificazione-umidificazione,

nei quali il dessiccante viene rigenerato attraverso l'energia solare.

Ad esempio nel ciclo qui proposto l'aria ambiente viene seccata e riscaldata da un

deumidificatore, per poi essere raffreddata prima in uno scambiatore dall'aria esausta

uscente e finalmente all'interno di un umidificatore fino a raggiungere le condizioni

psicometriche volute all'interno dell'edificio. La corrente d'aria uscente invece

subisce un primo raffreddaento nell'umidificatore, si riscalda prima assorbendo

calore nello scambiatore di calore e poi nei pannelli solari per poter infine rigenerare

la sostanza essiccante.

Figura 2.6. Sistema solare termico con 'open sorption'

Esistono diverse varianti nelle quali si possono utilizzare collettori ad acqua invece

che aria, ed adoperare sostanze essiccanti solide o liquide ma il principio di

funzionamento è simile.


18

Questa tecnologia tuttavia risulta applicabile solo in piccola parte all'industria

vinicola, dove la richiesta principalmente è aqua refrigerata e meno condizionamento

dell'aria.

2.2 SOLARE TERMICO CON SORPTION COOLING:

POTENZIALITA' E DESCRIZIONE DEI

COMPONENTI

Nel paragrafo precedente si è osservato che le le due categorie impiantistiche più

solide ed adatte all'applicazione nel campo della produzione vinicola sono il

fotovoltaico accoppiato al chiller a compressione ed i collettori termici accoppiati

con chiller ad as(ad)sorbimento, tra i quali la prima è la scelta più diffusa al

momento grazie ai minori costi di investimento a pari capacità frigorifera installata.

Un aspetto fino ad adesso non considerato è invece la possibilità di utilizzare

materiale biologico di scarto proveniente dalla coltivazione della vite come

combustibile. Rimanendo nell'ambito della refrigerazione, il calore ottenuto da

questa biomassa potrebbe integrare quello proveniente dalla fonte solare per ottenere

in questo modo una alimentazione completamente di tipo rinnovabile per un chiller

termico.

Inoltre il sistema sarebbe completamente autosufficiente con tutti i vantaggi che

questo comporta, e considerando le evidenti maggiori difficoltà di

immagazzinamento di energia elettrica rispetto all'energia termica, potrebbe

diventare una valida opzione rispetto al fotovoltaico con chiller a compressione.

Risulta interessante quindi cercare di capire le potenzialità tecniche di questa

tipologia di impianto, a partire dalla quantità di energia frigorifera che è in grado di

produrre e quali sono gli effettivi risparmi energetici al netto di tutti i consumi degli

ausiliari.

A tal fine risulta utile la presentazione e la descrizione del funzionamento dei

componenti essenziali caratterizzanti un simile impianto.

2.2.1 COLLETTORE TERMICO

I collettori termici sono una speciale tipologia di scambiatore di calore nei quali la

fonte energetica è radiante e molto variabile nel tempo. Essi sono in grado di

trasformare buona parte dell'energia solare incidente in calore e trasferirla ad un

fluido termovettore.

Il collettore è composto principalmente da due parti, una superficie captante che

determina l'energia solare totale ricevuta ed una superficie assorbente che converte

l'energia ricevuta in calore. Da qui si può fare una prima classificazione distinguendo

tra collettori a non-concetrazione, nei quali l'area captante è uguale a quella

assorbente, e quelli a concentrazione, dove la radiazione viene concentrata ed

assorbita su un'area più piccola di quella captante a seconda del particolare fattore di

concentrazione definito proprio come il rapporto fra le due aree considerate.


19

Altra distinzione è fatta sulle possibilità di inseguimento del sole durante il suo moto

apparente: il collettore può essere fisso oppure mobile con uno o due gradi di libertà.

Come si può notare nella tabella 2.3 il sistema di inseguimento è strettamente

collegato al tipo di assorbitore e alle temperature massime raggiungibili.

Tabella 2.3. Tipologie di collettori solari. Da [3] pag. 122

In generale si possono descrivere le prestazioni di un collettore al variare delle

condizioni operative e ambientali mediante l'utilizzo di alcuni parametri che vengono

forniti dal costruttore a seguito di test certificati.

Possiamo così definire il rendimento di un collettore come la frazione dell'energia

solare incidente sulla superficie captante che viene trasmessa al fluido termovettore

𝜂 =𝑄𝑢

𝐴∗𝐺 = 𝑎0 ∗ 𝐼𝐴𝑀 − 𝑎1 ∗

𝛥𝑇

𝐺− 𝑎2 ∗ (

𝛥𝑇

𝐺)2 [2.2]

a0: indica la capacità del collettore di assorbire una radiazione incidente.

IAM (Incidence Angle Modifier): descrive la variazione del coefficiente precedente

al variare dell'angolo di incidenza.

a1 [W/m²K]: è il termine lineare che descrive le perdite termiche verso l'ambiente.


20

a2 [W/m²K²]: è il termine di secondo grado che descrive le perdite termiche.

ΔT [K]: è la differenza fra la temperatura ambiente e quella del fluido nel collettore.

A seconda della convenzione scelta si può considerare la temperatura di

ingresso, di uscita o media del fluido nel collettore.

G [W/m²]: è l'intensità della radiazione sulla superficie del collettore.

Collettore piano - FPC

E' composto da una piastra captante che funge al tempo stesso da assorbente in grado

di trattenere una gran parte della radiazione solare incidente e trasmetterla ai tubi nei

quali circola il fluido. Per diminuire le perdite termiche verso l'esterno e proteggere

le parti più delicate si inserisce il tutto in una struttura prevista di isolamento e si

copre con un vetro trasparente. Quest'ultimo corpo lascia passare le radiazioni

elettromagnetiche ad alta frequenza caratteristiche della luce solare mentre trattiene

le emissioni in campo infrarosso provenienti dalla piastra e riduce gli scambi

convettivi con l'ambiente esterno.

Sono i collettori più comuni grazie al basso prezzo e la capacità di sfruttare la

radiazione diretta e diffusa senza riccorrere al movimento di organi meccanici.

Di solito sono utilizzati per applicazioni a bassa temperatura fino a raggiungere gli

80 °C, principalmente per produzione di acqua calda per usi domestici o industriali e

riscaldamento di spazi interni. Tuttavia ultimamente si è riusciti ad aumentare

l'efficienza di questa tecnologia permettendo di arrivare a temperature di

funzionamento vicine ai 100°C.

Figura 2.7. Struttura collettore piano.

Collettore con tubi sottovuoto - ETC

Con condizioni ambientali poco favorevoli, in particolar modo bassa radiazione e

basse temperature ambiente, oppure con elevate temperature richieste al fluido

termovettore, l'effetto delle perdite termiche può assumere un'importanza rilevante.

Per ridurre queste dispersioni si può abbattere lo scambio di natura convettiva con


21

l'ambiente attraverso l'introduzione di uno spessore fra l'assorbitore e la copertura

esterna nel quale viene praticato del vuoto. Questa caratteristica che porta ad avere

pressioni di pochi Pascal obbliga alla sostituzione della copertura piana con una di

tibo tubolare per assicurare la resistenza meccanica necessaria.

Le due configurazioni tipiche sono:

Heat pipe: un tubo di rame viene inserito nel mezzo di una aletta che fa da piastra assorbente, ed il tutto si chiude all'interno di un tubo nel quale viene

praticato il vuoto. Il fluido all'interno del tubo evapora assorbendo la

radiazione solare e risale fino a raggiungere l'estremità superiore investita

esternamente dal flusso del circuito solare. Qui condensa e cede energia per

poi scorrere verso il basso e riniziare il ciclo descritto.

I due fuidi non entrano in contatto, il che permette di non interrompere il

funzionamento dell'impianto solare nel caso di rottura di tubo, e ripararlo in

maniera indipendente.

Questa configurazione inoltre offre una protezione intrinseca al congelamento

e al surriscaldamento del fluido solare grazie alle temperature del fluido

scelto all'interno del tubo, ma presenta elevati costi.

Figura 2.8. Struttura collettore sottovuoto heat pipe

Collettore U-tube: è composto da due tubi di vetro concentrici tra i quali si pratica il vuoto, e si pone lo strato del materiale assorbente sulla superficie

interna del tubo. All'interno di questa scorre il fluido termovettore del circuito

solare in un tubo a forma di U, che si scalda per poi risalire verso il punto di

raccolta.

E' più economico rispetto alla tecnologia heat pipe ma non presenta i vantaggi

della autoregolazione delle temperature e la possibilità di funzionamento in

caso di rottura di un tubo.


22

Figura 2.9. Struttura collettore sottovuoto U-tube

Compound parabolic colectors - CPC

Sono collettori che riescono a concentrare la radiazione solare su un assorbitore

posto nel fuoco di una struttura con due sezioni di parabola, senza ricorrere al

movimento del collettore nell'arco della giornata. Si lascia uno spazio fra il tubo

assorbitore e la parete riflettente in modo tale che quest'ultima non si comporti da

aletta disperdendo energia.

Figura 2.10. Struttura collettore CPC

Una combinazione abbastanza usata al giorno d'oggi è l'accoppiamento di questa

tecnologia con i tubi sotto vuoto, portando anche in questo caso ad una soluzione

efficiente ma costosa rispetto ai collettori piani.

Figura 2.11. Struttura collettore sottovuoto con elementi CPC


23

Collettori ad inseguimento e concentrazione

Si è visto che una soluzione atta a diminuire le perdite termiche nei collettori è

l'aumento di isolamento fra superficie assorbente ed ambiente.

Un'altra possibilità è ridurre l'area di assorbimento mantenendo invariata l'area di

ricezione solare attraverso l'introduzione di dispositivi ottici che portano a fattori di

concentrazione di alcune unità fino ad arrivare ad alcune migliaia.

Questi dispositivi ottici richiedono però sistemi meccanici che permettano di seguire

il movimento apparente del sole per lavorare in maniera efficiente. Esistono due

tecniche possibili:

Metodo altazimuth: il sistema segue il sole perfettamente grazie ai due gradi di libertà che permettono di variare inclinazione ed azimuth dei collettori, i

quali sono generalmente paraboidali.

Metodo mono asse: il sistema segue il sole in una singola direzione che può

essere est-ovest o nord-sud. In questo caso si impiegano collettori parabolici.

In generale rispetto ai collettori statici, quelli ad inseguimento raggiungono

temperature più alte, hanno efficienza termica maggiore, richiedono poco materiale e

una struttura semplice abbassando così i costi. D'altro canto presentano anche svantaggi come la poca radiazione diffusa raccolta ed

i costi aggiuntivi e le possibilità di malfunzionamento del sistema di inseguimento.

Figura 2.12. Struttura collettori ad inseguimento e concentrazione. a)PTC b)LFR c)PDR

d)HFC.


24

2.2.2 CHILLER TERMICO

Il chiller termico è una macchina frigorifera in grado di utilizzare come fonte di

energia un fluido caldo che alimenti il cosiddetto 'compressore termico' al posto del

classico compressore elettrico dei chiller a compressione di vapore. Si inizia con il

considerare un ciclo ad assorbimento, lasciando ad un secondo momento le

peculiaretà del ciclo ad adsorbimento.

Il funzionamento di una macchina ad assorbimento si basa sull'interazione tra una

coppia di fluidi di lavoro, un refrigerante presente in tutto il circuito ed un assorbente

presente nel lato del 'compressore termico'. Il refrigerante in fase vapore uscente

dall'evaporatore viene assorbito da un liquido assorbente nell'assorbitore per essere

per essere poi portato al livello più alto di pressione tramite una pompa. Quest'ultima

rappresenta l'unico consumo elettrico interno del chiller ed assorbe una potenza pari

a meno dell'1% della potenza frigorifera prodotta.

Il processo può essere così rappresentato per una macchina a singolo effetto:

Figura 2.13. Ciclo ad assorbimento a singolo effetto. [1]

L'assorbitore condensa il vapore refrigerante (10) rilasciando il calore (Qa) ad una

fonte di energia a temperatura intermedia. Da qui esce una miscela povera di

sostanza assorbente in condizioni di saturazione (1) mentre arriva una miscela ricca

di assorbente (6). La miscela povera viene pompata e poi riscaldata nello

scambiatore di calore per arrivare al generatore. Il calore Qd ad alta temperatura

permette la liberazione di refrigerante in fase vapore ad alta pressione (7) e rimanda

verso l'assorbitore una miscela ricca di assorbente, che cede calore nello scambiatore

e viene laminata in una valvola.


25

La corrente di refrigerante (7) subisce i tre classici processi di un circuito frigorifero,

ovvero viene condensata liberando energia (Qc), espansa in campo bifase ed

evaporata assorbendo il calore (Qe), effetto utile del ciclo termodinamico.

Con una macchina a doppio effetto si introduce un terzo livello di pressione con un

secondo generatore interno.

La presenza di una miscela bicomponente aggiunge un grado di libertà al sistema,

imponendo la scelta di una variabile per una rappresentazione bidimensionale. Il

diagramma più utilizzato è quello di Dühring nel quale si rappresentano i punti in

condizione di saturazione in funzione della temperatura della miscela e della

pressione.

Figura 2.14. Rappresentazione ciclo ad assorbimento sul diagramma di Dühring.

Il coefficiente che indica l'efficienza del sistema è calcolato come il rapporto fra

l'energia frigorifera prodotta ed il calore assorbito al generatore dalla sorgente calda:

𝐶𝑂𝑃 =𝑄𝑒

𝑄𝑑 [2.3]

Valori tipici del COP sono fra 0.55 e 0.75 per macchine a singolo effetto e fra 1.1 e

1.3 per macchine a doppio effetto.

Questi rendimenti di primo principio possono sembrare scarsi se comparati con i

rispettivi delle macchine a compressione (fra 2.5 e 5.5), ma non tengono in

considerazione la minor 'qualità' exergetica di una fonte termica rispetto ad una

elettrica. Per questo i frigoriferi ad assorbimento risultano interessanti e competitivi

ogni qual volta sia disponibile una energia termica a basso costo, come calore di

scarto da processi produttivi o tecnologie solari.

Una delle scelte più importanti nel determinare le prestazioni e l'efficienza delle

macchine ad assorbimento riguarda la selezione della coppia di fluidi di lavoro. Essi


26

dovrebbero essere in grado di soddifare specifiche richieste a volta mutualmente

esclusive. I fluidi dovrebbero essere affini e stabili tra loro, poco corrosivi, sempre

solubili, non infiammabili, non tossici, poco viscosi, con pressioni di esercizio poco

superiori alla pressione atmosferica e con un basso calore specifico per ridurre gli

effetti negativi dati dalle irreversibilità negli scambiatori di calore. Inoltre il fluido

refrigerante dovrebbe presentare un alto calore di evaporazione per ridurre le portate

in gioco,mentre il fluido assorbente non deve essere volatile per non evaporare nel

generatore assieme al fluido refrigerante.

Le due coppie di fluidi, refrigerante-assorbente, che meglio rispecchiano queste

caratteristiche sono acqua-bromuro di litio e ammoniaca-acqua, anche se presentano

esse stesse alcuni punti critici. Si descrivono adesso le principali caratteristiche di

queste due coppie e successivamente le differenze in un ciclo ad adsorbimento.

Acqua - Bromuro di litio

L'acqua ha un alto calore di evaporazione, non è infiammabile, non è tossica ma la

sua temperatura di congelamento ne limita il campo di applicazione a temperature

superiori allo 0°C per evitare formazione di ghiaccio ed i livelli di pressione del ciclo

sono subatmosferici.

La miscela acqua bromuro utilizzata come fluido assorbente invece non è volatile e

non è corrosiva con i materiali adeguati ma introduce la possibilità di un fenomeno

altamente sgradito ed auto esaltante che porta al blocco della macchina: la

cristallizzazione. Si tratta della precipitazione del sale disciolto quando la sua

frazione massica supera il limite di solubilità a quella temperatura.

Per evitarla devono essere garantite, con qualsiasi condizione climatica esterna,

temperature all'assorbitore al di sotto di certi valori tramite, di solito intorno ai 35 °C,

il che implica l'esclusione di sistemi di raffreddamento ad aria.

Rispetto alla macchina ad ammoniaca questo sistema è più efficiente (COP = 0.7)

grazie al minor calore specifico, il maggior calore latente di evaporazione e l'assenza

del rettificatore. La temperatura di alimentazione al generatore è tra i 70°C ed i 95°C,

ed insieme alla temperatura di raffreddamento influisce notevolmente sulla capacità

frigorifera del chiller.

Ammoniaca - Acqua

L'ammoniaca permette un campo di applicazione più ampio grazie alla possibilità di

raffreddamento ben al di sotto degli 0°C, ma obbliga l'utilizzo dell'acciaio a causa

della sua corrosività e richiede pressioni di funzionamento molto più alte di quella

atmosferica.

L'acqua a causa della sua volatilità obbliga all'introduzione di un elemento

aggiuntivo a valle del generatore chiamato rettificatore che elimina le particelle

d'acqua rimaste intrappolate nella corrente del fluido refrigerante. Non presenta però

rischio di cristallizzazione permettendo l'utilizzo di condensatori ad aria.

In generale quindi il sistema è più complesso e meno efficiente (COP = 0.6) del

precedente ma riesce a soddisfare alcune richieste tecnicamente impossibili per la


27

prima coppia di fluidi. Le temperature richieste al generatore sono più alte ed

oscillano tra i 130°C ed i 180°C.

Chiller ad adsorbimento

Differiscono dai cicli ad assorbimento per lo stato fisico della sostanza che intrappola

il refrigerante, la quale non risulta più essere un liquido, bensì un solido. I materiali

usati sono molto porosi ed i più utilizzati sono zeoliti, carboni attivi e silica-gel.

L'uso di una sostanza solida impone una discontinuità nel ciclo dovuta alla necessità

di rigenerare ciclicamente il materiale adsorbente, ma si può ovviare a questo

problema introducendo due camere adsorbenti che lavorano parallelamente ed in fase

opposta.

Tuttavia la diffusione di questa tecnologia è limitata dai maggiori costi di

installazione ed i minori rendimenti (COP = 0.5-0.6).

2.2.3 SISTEMA SMALTIMENTO CALORE

Come si è visto le macchine presentate hanno bisogno di cedere il calore proveniente

da assorbitore e condensatore ad un pozzo di calore a temperatura intermedia fra la

corrente di alimentazione e la corrente raffreddata con l'effetto utile.

Le possibili fonti con cui la macchina può interagire sono [21]:

Terreno: l'inserimento di sonde geotermiche nel sottosuolo permettono di

utilizzare una fonte a temperatura pressocchè costante durante l'arco

dell'anno pari alla temperatura media annuale dell'ambiente. Tuttavia risulta

essere una scelta alquanto costosa e con problemi di deriva termica nel lungo

periodo.

Acqua: proveniente da bacini naturali o falde rappresenta un ottimo fluido di raffreddamento grazie alle buone capacità di scambio termico. In questo caso

le limitazioni sono imposte dall'effettiva presenza di fonti vicine, limitazioni

ambientali sulle portate prelevate e sugli incrementi di temperatura e la

necessità di filtraggio prima dell'ingresso nella macchina per la presenza di

ossidi e sali.

Aria: risulta essere sempre disponibile ma i bassi coefficienti di scambio termico portano a grandi portate da movimentare e quindi elevati consumi

elettrici nei ventilatori. Inoltre le grandi variazioni di temperatura di bulbo

secco nell'arco dell'anno e nella giornata risultano limitative se sono richiesti

determinati livelli di raffreddamento.

Nel caso di macchine con acqua-bromuro di litio la massima

temperatura di ritorno al chiller della corrente di raffreddamento si aggira

intorno ai 32°C. Questa temperatura può non essere raggiunta durante le ore

estive a causa delle alte temperature dell'aria portando alle conseguenze

negative descritte in precedenza.

Aria/acqua: è il caso delle torri evaporative che riescono ad ottenere buoni livelli di raffreddamento consumando molta meno acqua degli scambiatori ad


28

acqua e fornendo migliori prestazioni con minori consumi elettrici rispetto

agli scambiatori ad aria.

Data la loro importanza e diffusione si approfondisce il loro funzionamento.

Torre evaporativa

E' un particolare scambiatore di calore a contatto diretto nel quale il fluido di

processo, tipicamente acqua, viene raffreddato tramite una corrente aria-acqua.

In questo modo il raffreddamento è dato sia da un contributo sensibile dovuto alla

differenza di temperatura fra le due correnti, che da un contributo evaporativo dato

dal calore latente assorbito dall'acqua che evapora fino al raggiungimento

dell'equilibrio a saturazione.

Esistono diverse configurazioni che si distinguono per:

Disposizione reciproca dei due flussi, si può avere un circuito controcorrente dove il fluido di processo scende verso il basso incontrando la corrente

ascendente di aria, o flussi incrociati dove i due flussi sono appunto inclinati

fra loro.

Tipologia circuito, può essere aperto dove il fluido di processo entra a diretto

contatto con l'aria di raffreddamento, o chiuso se per esigenze specifiche non

si può permettere questo contatto.

Tiraggio, può essere naturale se non sono presenti ventilatori ed il flusso d'aria è dato solo da tiraggio naturale, o forzato se si impiegano ventilatori.

Considerando una torre controcorrente a circuito aperto e con tiraggio forzato si

osserva come la corrente d'acqua calda entrante venga distribuita attraverso degli

ugelli nella parte alta della torre ed incontri l'aria proveniente dall'esterno (Figura

2.15). Il processo di scambio termico viene accentuato grazie al materiale di

riempimento che aumenta la superficie di contatto fra acqua ed aria. La frazione

d'acqua da reintegrare si aggira solitamente fra il 2% e 4% del volume totale trattato

ed è dovuta all'effettiva evaporazione, al trascinamento di alcune particelle d'acqua

ed alla quantità di spurgo che limita l'accumulo di sali ed impurità.

Tipici parametri utilizzati nelle decrizioni delle torre evaporative sono:

∆𝑇𝑟𝑎𝑛𝑔𝑒 = 𝑇𝑤 𝑖𝑛 − 𝑇𝑤 𝑜𝑢𝑡 [2.4]

∆𝑇𝑎𝑝𝑝𝑟𝑜𝑎𝑐 𝑕 = 𝑇𝑤 𝑜𝑢𝑡 − 𝑇𝑏𝑢 𝑎 𝑖𝑛 [2.5]

Dove il delta T di range rappresenta l'effettivo raffreddamento dell'acqua, mentre

l'approach indica la condizione presente all'uscita dell'acqua dove ovviamente

quest'ultima assume una temperatura maggiore di quella di bulbo umido in ingresso,

riferimento del limite assoluto raggiungibile.

Il limite dell'energia acquisibile dalla corrente d'aria invece corrisponde ad una

condizione di uscita in cui le due forze motrici del processo si annullano, ovvero


29

un'aria satura uscente che non permette ulteriore evaporazione ed alla temperatura

dell'acqua entrante, che non permette più scambio sensibile.

La potenza termica smaltita dalla torre è quindi funzione della temperatura d'ingresso

dell'acqua, le condizioni ambiente e le portate d'acqua e d'aria circolanti. Una utile

rappresentazione delle capacità della torre al variare di alcuni parametri è presente in

figura, ottenuta Wiegand attraverso misure sperimentali di una macchina esistente

[29].

Figura 2.15. Struttura di una torre di raffreddamento controrrente, a circuito aperto e tiraggio

forzato.

Figura 2.16. Variazione della capacità di raffreddamento della torre in funzione della

temperatura di bulbo umido e della velocità della ventola.


30

Nella figura viene mantenuta costante la temperatura d'ingresso ed il flusso d'acqua,

mentre viene variata la velocità della ventola tra valori dal 20% al 100% della

velocità massima.

Si può notare che si ottiene un aumento della capacità di raffreddamento, e quindi

una diminuzione della temperatura dell'acqua in uscita, con una diminuzione della

temperatura di bulbo umido e con un aumento della velocità della ventola.

Sebbene siano valori di funzionamento di uno specifico impianto, l'andamento

osservato mostra le potenzialità di regolazione di una torre evaporativa attraverso il

controllo della velocità della ventola. Questa possibilità è accompagnata da un

importante coinvolgimento dei consumi elettrici della macchina, poichè seguendo le

leggi dei ventilatori, per una macchina a diametro costante si può assumere che la

potenza meccanica richiesta (P) e la velocità di rotazione (n) sono così collegate:

𝑃2 = 𝑃1 ∗ (𝑛2

𝑛1)³ [2.6]

Quindi anche una piccola diminuzione nella velocità può portare a sostanziali

risparmi in termini di consumi elettrici.

3

PRESENTAZIONE DEL CASO DI STUDIO

In questo capitolo si presenta l'azienda vinicola nella quale viene applicato l'impianto

proposto, considerando la struttura dell'impianto attuale, le necessità dal punto di

vista di refrigerazione e la disponibilità di risorse rinnovabili nel sito.

3.1 L'AZIENDA MIGUEL TORRES

La famiglia Torres, storica produttrice di vino in Spagna, fondò nel 1979 l'azienda

vinicola 'Miguel Torres Chile' vicino la città di Curicò, circa 200 km a sud della

capitale Santiago. L'ubicazione risultava e risulta tuttora molto favorevole alla

coltivazione di uve adatte alla produzione di vino grazie all'influenza climatica della

cordigliera delle Ande e della corrente di Humboldt che portano ad importanti

escursioni termiche giornaliere, ideali nell'esaltazione degli aromi presenti nell'uva

[13].

Al giorno d'oggi l'azienda conta di circa 400 ettari distribuiti in sei diversi poderi

all'interno del paese e adotta una politica rivolta all'incremento delle esportazioni del

prodotto accompagnata da una gestione sostenibile dell'impresa attraverso

l'introduzione di viticoltura organica e l'adempimento delle norme internazionali del

Fair Trade in alcune linee di vino.

Il progetto in questione si applica al sito storico dell'impresa situato in Curicò e

presenta una estensione totale di circa 90 ettari, dei quali una sessantina sono

occupati da viti. Qui sono coltivate diverse varietà di uve, ovvero Chardonnay,

Cap.3 - Presentazione del caso di studio 32

32

Gewürztraminer, Riesling, Cabernet Sauvignon, Carmenere, Monastrell e

Tempranillo.

Figura 3.1. Immagine satellitare e dati cartografici vigna in Curicò. Fonte: 2014

Inav/geosistemas SRL

Dati satellitari: 35°00'39.40'' S, 71°14'48.82''

3.1.1 STRUTTURA DELL'IMPIANTO TERMICO

La produzione vinicola si suddivide in due diverse aree della proprietà ed il progetto

in esame si applica all'area produttiva più grande, indicata con un cerchio rosso

nell'immagine.

La zona considerata presenta silos in acciaio inossidabile di dimensioni variabili

contenenti vino in diverse fasi della produzione per un totale di circa 6 milioni di

litri.

Considerata la fondamentale importanza del controllo della temperatura, i silos sono

dotati di un circuito inserito nella loro superficie laterale nel quale scorre acqua

fredda o calda a seconda dell'esigenza del momento (Figura 3.2). Alcuni di loro sono

dotati di un isolamento termico e sono presenti delle tettoie che riparano una parte

dei silos dalle intemperie.

Le domande termiche sono soddisfatte da:

due caldaie alimentate a GPL della potenza di 580 kW e 407 kW

una caldaia a pellet e biomassa di 150 kW

un chiller a compressione di vapore di 741 kW

Come si può vedere in figura 3.3, per quanto riguarda il lato refrigerazione il sistema

distribuisce una corrente d'acqua (linea blu) proveniente da un accumulo di 10 m³

fissato ad una temperatura di circa 12 °C per tutto l'arco dell'anno ad esclusione delle

prime due settimane di marzo, quando in corrispondenza dell'inizio del raccolto si

stabilisce una temperatura di setpoint di 3°C. Questo serbatoio è collegato tramite

http://www.migueltorres.cl/wps/portal/tch/!ut/p/c1/04_SB8K8xLLM9MSSzPy8xBz9CP0os3g_N2dfJydDRwMLD1MjA6MQU2NPb2NfD19zU6B8JJK8gSVE3tHYycXT2N3PlCTd7oFgecOgEGcnf6NgS0MCusNBrsVvO4o8FvNB8gY4gKOBvp9Hfm6qfkFuaIRBZkA6AIRjDjY!/dl2/d1/L2dJQSEvUUt3QS9ZQnB3LzZfTkZDTUJCMUEwOEg1MjAyVDUzSUszTUhNNzU!/?WCM_GLOBAL_CONTEXT=/wps/wcm/connect/WebPublicaTorresChile/es/otros/variedaddeuva/variedadgewurztraminer&PageDesign=PPVinosVariedadAux

http://www.migueltorres.cl/wps/portal/tch/!ut/p/c1/04_SB8K8xLLM9MSSzPy8xBz9CP0os3g_N2dfJydDRwMLD1MjA6MQU2NPb2NfD19zU6B8JJK8gSVE3tHYycXT2N3PlCTd7oFgecOgEGcnf6NgS0MCusNBrsVvO4o8FvNB8gY4gKOBvp9Hfm6qfkFuaIRBZkA6AIRjDjY!/dl2/d1/L2dJQSEvUUt3QS9ZQnB3LzZfTkZDTUJCMUEwOEg1MjAyVDUzSUszTUhNNzU!/?WCM_GLOBAL_CONTEXT=/wps/wcm/connect/WebPublicaTorresChile/es/otros/variedaddeuva/variedadriesling&PageDesign=PPVinosVariedadAux


33

scambiatore di calore ad un accumulo di 2 m³ di acqua ed alcol alla temperatura di -

2°C, comunicante con il chiller a compressione.

Il lato riscaldamento (linea rossa) invece prevede una distribuzione di acqua a 35°C

immagazzinata in un volume di 10 m³. Questo sempre tramite uno scambiatore di

calore riceve calore da un accumulo di 20 m³ posto ad una temperatura di circa 85°C,

che viene a sua volta alimentato dalle caldaie.

Figura 3.2. Silos contenenti vino con circuito integrato all'interno della superficie laterale

per garantire i livelli di temperatura richiesti.

Figura 3.3. Struttura dell'impianto termico presente. Il flusso caldo o freddo fornito passa

attraverso la serpentina nella superficie dei silos.

Le temperature di setpoint dei fluidi circolanti nei circuiti che assicurano la stabilità

termica dei silos sono quindi costanti a prescindere dal tipo di vino o fase della


34

produzione. La logica di regolazione presente di conseguenza prevede che a seconda

della temperatura richiesta in ogni singola unità venga fatto circolare nella serpentina

esterna il flusso caldo, quello freddo o nessuno dei due.

3.2 STUDIO DELLA DOMANDA FRIGORIFERA

La valutazione delle prestazioni dell'impianto studiato necessita la conoscenza della

domanda frigorifera dell'utenza. Per ogni singolo silos essa dipende:

Dalla tipologia di vino e fase del processo in corso.

Dalle temperature di setpoint del silos che vengono periodicamente stabilite

da un laboratorio di chimici ed esperti enologi che controllano la

composizione e la qualità del prodotto.

Dalla temperatura dell'ambiente e dalle condizioni atmosferiche.

Dalla geometria del silos, che influisce sulle modalità di scambio termico con l'ambiente.

Per quanto riguarda le temperature di set-point richieste all'interno dei silos si

possono considerare i valori forniti dal produttore in base al processo effettuato

(Tabella 3.1).

Tabella 3.1. Processi a temperatura controllata all'interno dei silos con relativo periodo di

riferimento.

Processo Temperatura di set point

all'interno del silos [°C]

Periodo

Fermentazione rosso 27 Maggio - giugno

Fermentazione bianco 20 Marzo - aprile

Stabilizzazione/

conservazione rosso

17 Tutti i mesi

Stabilizzazione/

conservazione bianco

12 Tutti i mesi

La domanda termica può essere conosciuta in diversi modi, tra cui:

Può essere fornita direttamente dall'azienda. Miguel Torres però non è in grado di indicare quale sia la domanda effettiva e come sia distribuita durante

l'anno. Si hanno a disposizione solo dati approssimati sul funzionamento del


35

chiller, che risulta in funzione mediamente per 18 ore giornaliere nei mesi

estivi e 6 ore nei mesi invernali.

Può essere dedotta indirettamente dai consumi elettrici del chiller ipotizzando un COP medio. L'azienda non è in grado di indicare i consumi dovuti alla

sola macchina frigorifera in quanto i contatori presenti raggruppano i

consumi di più macchine.

Si può condurre uno studio energetico dettagliato attraverso bilanci di energia

su ogni singolo silos che tengano in conto delle variabili descritte in

precedenza. Questo tipo di lavoro presenta notevoli difficoltà che

porterebbero ad un alto grado di incertezza nel risultato ottenuto.

Tra queste si citano le più importanti: la parziale copertura dai raggi solari

data da alcune strutture protettive installate e dall'ombra reciproca fra i silos

non rende agevole il calcolo della radiazione incidente; la disposizione dei

silos porta ad effetti di influenza termica reciproca di natura convettiva e

radiativa; il calore liberato dalla fermentazione non è costante nel tempo e

non è di facile predizione data la complessità chimica delle reazioni in gioco;

il coefficiente di scambio totale sulla parete del silos è di difficile stima data

la presenza di una serpentina interna alla superficie stessa.

Considerate le problematiche appena elencate si è scelto di effettuare una analisi

energetica approssimata che si pone come obiettivo non il calcolo esatto della

potenza termica frigorifera richiesta dall'impianto, ma la creazione di un profilo

giornaliero medio su base mensile che indichi le ore di funzionamento del chiller.

Si effettua questo studio in quanto i dati medi di funzionamento su base semestrale

forniti dall'azienda si considerano troppo generici per una analisi realistica, ma

verranno comunque utilizzati come termine di paragone per validare i risultati

ottenuti.

Come si vedrà nel prossimo capitolo il profilo che viene creato è sufficiente per

simulare le prestazioni della macchina secondo la logica di controllo che verrà

adottata.

3.2.1 STUDIO TERMICO SEMPLIFICATO

Si considera un silos posto nella situazione più svantaggiata, ovvero con maggiore

richiesta frigorifera, che risulta essere in assenza di isolamento termico superficiale,

assenza di ombre e sufficientemente lontano da altri silos in modo tale da non

sentirne l'influenza termica.

Si effettuano le seguenti ipotesi:

Viene eseguito uno studio stazionario in base oraria in un giorno medio di riferimento per ogni mese.

Temperatura interna al silos uniforme e costante.

Temperatura superficie esterna del silos uguale alla temperatura interna.


36

Viene trascurata l'emissione radiativa del silos nel bilancio d'energia

Il silos è un cilindro con le seguenti carattesistiche:

Altezza: a = 5 m

Volume: V = 50 m³

Diametro: D = 3.57 m

Area laterale: 𝐴𝑙𝑎𝑡 = 56 m²

Area di base: 𝐴𝑏𝑎𝑠𝑒 = 10 m²

Figura 3.4. Vista frontale e dall'alto di un silos.

Effettuando un bilancio di energia del cilindro si può determinare se la potenza

complessiva sia entrante o uscente, ovvero se il silos si stia scaldando o si stia

raffreddando. Come convenzione quindi si considera positiva una potenza entrante.

∆𝑄 = 𝑄𝑐𝑜𝑛𝑣 + 𝑄𝑖𝑟𝑟 + 𝑄𝑔𝑒𝑛 [3.1]

𝑄𝑐𝑜𝑛𝑣 [W]: potenza termica scambiata dal silos con l'ambiente esterno per convezione.

𝑄𝑖𝑟𝑟 [W]: potenza termica ricevuta dal silos attraverso la radiazione solare.

𝑄𝑔𝑒𝑛 [W]: potenza termica generata all'interno del silos per effetto delle reazioni

esotermiche di fermentazione.

Scambio convettivo

Il calore scambiato con l'ambiente esterno è proporzionale all'area di scambio e la

differenza di temperatura fra superficie del silos (𝑇𝑠) e ambiente esterno (𝑇𝑎 ).

𝑄𝑐𝑜𝑛𝑣 = 𝑕 ∗ 𝐴𝑙𝑎𝑡 + 𝐴𝑏𝑎𝑠𝑒 ∗ (𝑇𝑎 − 𝑇𝑠) [3.2]

Il coefficiente di scambio termico h viene considerato unico per la superficie laterale

e per la superficie di base e può essere ottenuto dai valori tipici di convezione esterna

per oggetti esposti all'aria libera, che variano tra i 5-25 W/m²K. Si considera un

valore intermedio di 10 W/m²K.

La temperatura ambiente è la media mensile per ogni ora del giorno ed è ottenuta dai

dati climatici in possesso.


37

Scambio radiativo

Il silos considerato è investito da radiazione solare sulla superficie laterale e sul tetto,

e assorbe parte di questa energia dipendentemente dal coefficiente di assorbività.

Considerando la superficie di acciaio si può stimare un α = 0.37 [6].

𝑄𝑖𝑟𝑟 = 𝛼 ∗ (𝑆𝑙𝑎𝑡 + 𝑆𝑏𝑎𝑠𝑒 ) [3.3]

La valutazione della potenza incidente sulla superficie laterale necessita

anteriormente una breve descrizione della radiazione solare che arriva su un oggetto:

questa è composta da tre apporti, una parte diretta, una diffusa ed una riflessa.

Esistono diversi modelli che permettono di valutare il peso dei vari componenti, il

più semplice dei quali considera la radiazione diffusa in maniera isotropica. [2]

𝐺𝑇 = 𝐺𝑑 ∗1+𝑐𝑜𝑠𝛽

2+ 𝜌𝑔 ∗ 𝐺 ∗

1−𝑐𝑜𝑠𝛽

2+ 𝐺 − 𝐺𝑑 ∗ 𝑅𝑏 [3.4]

𝐺𝑇[W/m²]: è la radiazione totale per unità di superficie incidente su un oggetto inclinato β rispetto al suolo.

𝐺𝑑 [W/m²]: è la radiazione diffusa orizzontale per unità di superficie

𝐺 [W/m²]: è la radiazione totale orizzontale per unità di superficie

𝜌𝑔: è la riflessività del suolo, considerata pari a 0.2 per erba e pietrisco

𝑅𝑏 : è il rapporto fra la radiazione diretta su una superficie inclinata di un angolo β

rispetto al suolo e la radiazione diretta su una superficie orizzontale. Viene

calcolata calcolata in base oraria seguendo le equazioni di geometria solare

[2] considerando una inclinazione β di 90°.

Per il calcolo della radiazione incidente sulla superficie laterale viene considerata la

proiezione sul piano verticale al terreno (D*a) per quanto riguarda il contributo

diretto, mentre la superficie laterale (Alat) totale per i contributi diffuso e riflesso.

Quindi:

𝑆𝑙𝑎𝑡 = 𝐴𝑙𝑎𝑡 ∗ 𝐺𝑑 ∗1 + 𝑐𝑜𝑠𝛽

2+ 𝜌𝑔 ∗ 𝐺 ∗

1 − 𝑐𝑜𝑠𝛽

2 + 𝐷 ∗ 𝑎 ∗ 𝐺 − 𝐺𝑑 ∗ 𝑅𝑏 [3.5]

Per la radiazione sulla parte superiore invece basta considerare la radiazione globale

orizzontale, per cui:

𝑆𝑏𝑎𝑠𝑒 = 𝐴𝑏𝑎𝑠𝑒 ∗ 𝐺 [3.6]


38

Generazione interna per fermentazione

La complessità delle reali reazioni chimiche che avvengono durante un processo di

fermentazione rendono difficile una stima del calore generato dalle reazioni

esotermiche [4].

Come valore di riferimento si può considerare che l'energia liberata da 500 hl di vino

in fermentazione sia pari a 1350 kWh. [25].

Di conseguenza considerando un periodo di fermentazione pari a 15 giorni per il

vino bianco e 7 giorni per un vino rosso, ed approssimando a costante nel tempo la

liberazione di energia durante l'arco del processo si ottiene:

𝑄𝑔𝑒𝑛 𝑏𝑖𝑎𝑛𝑐𝑜 = 3750 𝑊

𝑄𝑔𝑒𝑛 𝑟𝑜𝑠𝑠𝑜 = 8036 𝑊

Bilancio totale

Sommando i diversi contributi si ottiene la potenza termica entrante nel silos che va a

riscaldare il vino spingengolo a temperature più alte di quella di set-point. Quindi

nelle ore in cui la potenza termica entrante risulti positiva si ha bisogno di accendere

il chiller per garantire le temperature volute.

Considerando le varie possibilità di combinazione nei vari mesi a seconda della

contemporaneità dei diversi processi, si è osservato che il caso più sfavorevole,

ovvero con maggior domanda di raffreddamento, è quello che tiene in considerazione

la produzione di vino bianco in tutti i mesi dell'anno.

Il profilo di accensione del chiller è indicato in figura 3.5, dove le caselle celesti

rappresentano le ore in cui la macchina deve essere messa in funzione. Si può notare

che l'andamento si avvicina abbastanza alle medie semestrali approssimate fornite

dall'azienda, avendo in questo caso però un profilo orario mensile verosimile, che

permette di simulare l'impianto in condizioni realistiche.

Infine si può calcolare che con questo profilo il chiller lavora per 4398 ore all'anno.


39

h gen feb mar apr mag giu lug ago set ott nov dic

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

21

22

23

24 Figura 3.5. Profilo orario di funzionamento del chiller durante i mesi. In azzurro le ore

corrispondenti alla macchina accesa.

3.3 DISPONIBILITA' RISORSE RINNOVABILI

3.3.1 ENERGIA SOLARE

La radiazione solare assume valori interessanti a queste latitudini e grazie ai dati in

base oraria ricavati dalla stazione di misurazione installata in Curicò dalla stessa

impresa DICTUC [15], si può conoscere l'effettiva disponibilita di questa fonte.

A livello annuale possiamo notare:

GHI: somma della radiazione totale orizzontale = 1791 [kWh/m²]

DNI: somma della radiazione diretta normale = 1951 [kWh/m²]


40

Per quanto riguarda la disponibilità di spazio utilizzabile per l'installazione dei

collettori solari, si dispone di una grande superficie inutilizzata abbastanza vicino al

locale dove sono presenti tutte le macchine e gli accumuli dell'area termica.

Figura 3.6. Immagine satellitare con individuazione dell'area disponibile all'installazione del

campo solare.

Il terreno racchiuso nel riquadro in giallo corrisponde ad una superficie di 450 m² ed

è solo una parte dello spazio disponibile totale.

Questo valore sarà tenuto in considerazione come vincolo al momento della scelta

dell'area del campo solare.

3.3.2 BIOMASSA

Gli scarti derivanti dalla potatura delle viti sono utilizzabili come combustibile nella

caldaia a biomassa già installata nell'impianto. Alcuni studi forniscono parametri utili

al calcolo dell'effettiva disponibilità di questi materiali di scarto nel caso specifico

della coltivazione dell'uva indicando un fattore di produzione specifico di biomassa

umida per unità di area coltivata (R) e la percentuale di umidità presente (U), oltre al

potere calorifico inferiore su base secca (PCI) [5]:

𝑅 = 3 ÷ 4 𝑡/𝑕𝑎

𝑈 = 45 ÷ 55 %

𝑃𝐶𝐼 = 18 𝐺𝐽/𝑡

Considerando valori medi di 3.5 t/ha di tasso di produzione e 50% di umidità, dai

circa 60 ha coltivati si può ricavare annualmente una quantità di biomassa secca e

quindi una energia termica disponibile dalla sua combustione pari a:

𝑚𝑏𝑖𝑜 𝑠𝑒𝑐𝑐𝑎 = 𝐴𝑐𝑜𝑙𝑡 ∗ 𝑅 ∗ 𝑈 = 105 𝑡 [3.7]

𝑄𝑏𝑖𝑜 = 𝑚𝑏𝑖𝑜 𝑠𝑒𝑐𝑐𝑎 ∗ 𝑃𝐶𝐼 = 1890 𝐺𝐽 [3.8]

4

STRUTTURA DELL'IMPIANTO

Dopo aver presentato le tecnologie utilizzabili e considerate le esigenze frigorifere

della vigna, si passa in questo capitolo alla scelta della tipologia impiantistica.

L'obiettivo è installare un prototipo che impieghi un chiller ad assorbimento

alimentato con energia solare e biomassa, caratterizzato da una frazione solare

rilevante, imposta intorno al 50%.

Si effettueranno in questa sezione le scelte dei componenti e si valuteranno le

possibili strategie di controllo secondo le necessità dell'utenza e dei componenti

considerati, cercando di produrre un sistema facilmente integrabile allo schema

esistente e che conservi la possibilità di essere riprodotto in scala.

Si inizia con la scelta della macchina frigorifera, la quale imporrà dei vincoli

sull'utilizzo di determinate tecnologie e logiche di controllo nei circuiti ad essa

collegata.

4.1 SCELTA DEL CHILLER

L'analisi effettuata nel capitolo due porta ad escludere a priori le macchine ad

adsorbimento a causa dei minori rendimenti e dei maggiori costi, relegando la scelta

alle macchine ad assorbimento con acqua-LiBr o ammoniaca-acqua.

La decisione a questo punto viene effettuata tenendo in considerazione i seguenti

aspetti collegati all'impianto:

Cap.4 - Struttura dell'impianto 42

42

La temperatura di setpoint dell'accumulo freddo comunicante con le serpentine dei silos è di circa 12°C durante tutto l'arco dell'anno ad esclusione

di due settimane ad inizio marzo quando viene tenuto a 3°C. Mentre il chiller

con refrigerante ammoniaca non avrebbe problemi nel fornire acqua ad

entrambe le temperature, la macchina che utilizza acqua come fluido di

lavoro nelle citate due settimane non potrebbe fornire un raffreddamento ad

una temperatura così prossima allo 0°C per i rischi dovuti al congelamento.

L'alimentazione della macchina ad ammoniaca con le temperature intorno ai

150 °C obbliga all'impiego di una tecnologia solare a concentrazione ed

inseguimento, che aumenta complessità e costi di manutenzione mentre

diminuisce l'affidabilità del sistema. Per la seconda macchina invece sono

adatti collettori piani o con tubi sottovuoto, più diffusi sul mercato e più

affidabili.

L'accumulo termico interposto fra campo solare e chiller deve essere inserito ad hoc per l'impianto con ammoniaca data l'elevata temperatura, mentre si

può pensare di utilizzare l'accumulo esistente di 20 m³ per l'impianto con

acqua-LiBr data la coincidenza della sua temperatura standard con quella

richiesta dal chiller.

L'efficienza della macchina ad ammoniaca è più bassa per le ragioni già trattate nel capitolo 2.

Alla luce di queste considerazioni la scelta ricade sulla macchina con acqua-BrLi

poichè presenta come unico svantaggio la non utilizzabilità nelle due settimane

citate.

4.1.1 MACCHINE CON Li-Br SUL MERCATO

Il chiller cercato è una macchina ad assorbimento singolo effetto con alimentazione

ad acqua (water fired).

Essendo un progetto pilota la taglia dell'impianto cercato deve risultare piccola, ma

possibilmente al tempo stesso il modello scelto dovrebbe essere disponibile con le

medesime caratteristiche con potenze in gioco maggiori, facilitando un eventuale

futuro studio in scala.

Le imprese produttrici che rispondono a queste caratteristiche sono poche a livello

mondiale, nello specifico si sono considerate due possibilità.

Yazaki Energy Sistems

E' un'impresa giapponese con più di 40 anni di esperienza nell'industria della

refrigerazione ad assorbimento.

Presentano macchine di differenti capacità, tra cui la minore disponibile è di 17.6 kW

ad un prezzo di 25800 $. Inoltre macchine della stessa serie arrivano a potenze di 176 kW. Come si può notare dalla scheda tecnica in condizioni nominali il chiller

richiede una alimentazione ad 88°C e fornisce un COP di 0.7.


43

Huin, Jiangsu Huineng New Energy Technology Co.

Si tratta di una impresa cinese che opera nel settore da pochi anni ed è specializzata

nella progettazione, produzione e vendita di impianti di condizionamento d'aria,

particolarmente in applicazioni solari.

La taglia più piccola corrisponde al modello RXZ-11.5 che presenta una potenza di

11.5 kW frigoriferi per un costo di 13600$. Anche in questo caso la gamma di

prodotti presenta capacità maggiori, fino a 350 kW. Dalla scheda tecnica si può

notare come la temperatura nominale di alimentazione sia in questo caso di 95°C,

ben più alta della macchina precedente, mentre il COP è stimabile dai dati intorno al

valore di 0.69.

Figura 4.1. Fotografie dei chiller ad assorbimento. a) Yazaki, b) Huin

Confrontando le due macchine si possono osservare i ben 7°C di differenza di

temperatura nella alimentazione in ingresso. Come è noto la capacità frigorifera di

una macchina ad assorbimento diminuisce al diminuire della temperatura quindi

operando nelle stesse condizioni di temperatura, che vuol dire a simile rendimento

del campo solare, la seconda macchina si troverebbe a lavorare al di sotto della sua

capacità nominale più frequentemente rispetto alla prima.

Quest'ultima inoltre presenta un minor consumo elettrico interno (48W contro 300W)

ed un COP leggermente più alto (0.7 contro 0.69). Aggiungendo infine che la

garanzia data dalla notorietà ed affidabilità della prima azienda costruttrice è

sicuramente migliore, si opta per il prodotto della Yazaki nonostante il suo costo

specifico sia più alto (1466 $/kW contro 1183 $/kW).

(a) (b)


44

Tabella 4.1. Caratteristiche tecniche dei due chiller ad assorbimento considerati. Parametri

forniti dai costruttori ad esclusione delle potenze di 'cooling water' e 'hot water' del modello

Huin, per il quale si sono ricavate dagli altri dati disponibili.

Yazaki WFC - SC5 Huin RXZ - 1.5

Chilled water Potenza [kW] 17.6 11.5

T ingresso [°C] 12.5 12

T uscita [°C] 7 7

Portata [m³/h] 2.77 2

Cooling water Potenza [kW] 42.7 28.9

T ingresso [°C] 31 30

T uscita [°C] 35 35

Portata [m³/h] 9.18 5

Hot water Potenza [kW] 25.1 16.3

T ingresso [°C] 88 95

T uscita [°C] 83 90

Portata [m³/h] 4.32 2.9

Consumi elettrici

[kW]

0.048 0.3

Costo [$]

25800 13600

Nella figura 4.2 si possono notare i flussi energetici tra la macchina scelta e l'esterno,

in base ai quali verranno formati i tre circuiti che faranno interagire il chiller con i

restanti componenti dell'impianto. Nello specifico si osserva che nelle condizioni

nominali:

Input di calore al generatore 25.1 kW: è dato dalla portata di alimentazione che cede alla macchina il calore fornito da fonte solare e caldaia ausiliaria.

L'assorbimento di energia causa una diminuzione della temperatura da 88°C a

83°C.

Reiezione di calore al condensatore e assorbitore 42.7 kW: è il calore di scarto della macchina che deve essere smaltito nell'ambiente. Il fluido passa

dai 31°C ai 35°C.

Potenza frigorifera all'evaporatore 17.6 kW: è l'effetto utile del frigorifero che

porta al raffreddamento della corrente da 12°C a 7°C.


45

Figura 4.2. Flussi energetici nominali del chiller Yazaki.

4.1.2 CONTROLLO CHILLER

Il chiller considerato presenta un controllo di tipo on-off e grazie allo studio termico

effettuato su un silos si è in possesso di un profilo orario di funzionamento secondo il

quale controllare il chiller.

Data la piccola potenza frigorifera della macchina rispetto alla taglia del chiller a

compressione presente nell'impianto e quindi indicativamente rispetto alla potenza

totale richiesta dall'utenza, si assume che nn ci sia bisogno di regolazione attraverso

cicli di accensione e spegnimento, ma che il chiller ad assorbimento funzioni ogni

qual volta ci sia domanda di raffreddamento.

La produzione nel mese di marzo verrà ridotta del 50% per tenere in conto del

periodo di non utilizzabilità della macchina.

4.2 SISTEMA DI GENERAZIONE DEL CALORE

Come detto l'alimentazione del chiller è garantita dalla combinazione della fonte

solare e dalla combustione di biomassa.

Elemento necessario in impianti utilizzanti energia solare è l'accumulo termico che

permette di disaccoppiare le richieste del chiller dallo sfruttamento delle fonti

termiche. Si sceglie di utilizzare l'accumulo di 20 m³ già presente nell'impianto per

diminuire i costi di investimento, non occupare nuovi spazi ed usufruire dei

collegamenti già esistenti tra reparto caldaie ed accumulo stesso.


46

Logica di controllo

La pompa di circolazione viene accesa in concomitanza dell'accensione del chiller,

ma anche il controllo della temperatura di alimentazione risulta determinante perchè

essa influenza il funzionamento del ciclo e quindi le prestazioni della macchina.

I valori accettabili forniti dal costruttore sono nel range tra 70°C e 95°C.

Mentre per garantire il valore minimo si considera in seguito il controllo della

caldaia ausiliaria, si decide di introdurre una valvola a tre vie che permetta il

ricircolo di parte del flusso caldo uscente dal chiller (T2) verso il flusso di

alimentazione a T1 in modo tale che la temperatura di ingresso al chiller (T3) non

superi gli 88°C.

Questa scelta nasce da due motivazioni: si assicura con un buon margine il non

superamento della soglia massima che può creare problemi dovuti a cristallizzazione

ed evita di entrare in un campo di funzionamento nel quale il COP scende al di sotto

del valore nominale.

Figura 4.3. Collegamento idraulico del circuito di alimentazione del chiller. Modificato da

[7].

Si considerano adesso nello specifico le scelte fatte per ciascuna fonte energetica.

4.2.1 CAMPO SOLARE

Le scelte che si faranno in questa sezione riguardano l'individuazione dei collettori

adatti agli scopi preposti, la loro connessione all'impianto e la definizione della

logica di controllo.

Tecnologie valutate

Il primo vincolo nella scelta dei collettori è il livello di temperatura richiesta al fluido

di lavoro, che nel caso in questione è intorno ai 90°C. Come si è già osservato

possono essere impiegati collettori piani e sottovuoto.

Vengono presi in considerazione due collettori:

Collettore piano Bosch Buderos Logasol SKS 4.0

E' un prodotto affidabile e ad alta efficienza che garantisce ottime prestazioni

a temperature medio-basse, mentre si ha un sensibile peggioramento ad alte

temperature.


47

Collettore con tubi sottovuoto Bosch Buderos Vaciosol CPC 12 Utilizza la tecnologia U-tube con elementi riflettenti CPC, garantendo buoni

rendimenti anche con temperature di funzionamento alte.

Tuttavia il prezzo di questo collettore risulta nettamente maggiore rispetto al

precedente e generalmente i tubi sottovuoto risultano essere più delicati.

Tabella 4.2. Caratteristiche tecniche dei due collettori.

Piano SKS 4.0 Sottovuoto CPC 12

lunghezza [m] 2.080 2.060

larghezza [m] 1.155 1.390

altezza [m] 0.091 0.104

Area di apertura [m²] 2.090 2.570

Area totale [m²] 2.402 2.863

η 0.851 0.644

a1 [W/m²K] 4.036 0.749

a2 [W/m²K²] 0.011 0.005

costo [Euro] 507 1600

Figura 4.4. Fotografie dei collettori considerati. a) Piano, b) Sottovuoto.

Una prima analisi approssimata per confrontare le due tecnologie può considerare

una condizione di irraggiamento ottimale di 1000 W/m² ed una differenza di

temperatura tra collettore e ambiente di 70°C per dare una stima grossolana del

numero di collettori necessari a fornire la potenza richiesta dal chiller. Si osserva che

a parità di effetto utile i collettori piani sembrerebbero più economici, ma una analisi

più approfondita attraverso il programma di simulazione Trnsys è necessaria per

tenere in conto del reale irraggiamento nel sito durante tutto l'anno.

(a) (b)


48

Tabella 4.3. Analisi in condizioni ottimali: stima del numero di collettori necessario a fornire

la potenza assorbita dal chiller.

Piano SKS 4.0 Sottovuoto CPC 12

Numero collettori 24 18

Area apertura [m²] 50,16 46,26

Area totale [m²] 57,67 51,48

Costo totale [euro] 12168 28800

Connessione fra collettori

I collettori possono essere collegati in serie, in parallelo o con uno schema misto dei

due. Usualmente una connessione in parallelo riduce le perdite di carico ed è quindi

preferibile per i sistemi high flow ma hanno bisogni di accortezze impiantistiche per

bilanciare i flussi circolanti sui vari rami agendo sulle perdite di carico. Le

connessioni in serie invece sono autonomamente bilanciate ma portano a perdite di

carico maggiori ed a minori efficienze sugli ultimi collettori che si trovano a lavorare

a temperature medie più alte.

Nell'impianto studiato è facilmente ipotizzabile l'utilizzo di uno schema misto in

quanto si presume l'impiego di un discreto numero di collettori. Per facilitare il

bilanciamento del circuito si decide di impiegare diverse file identiche poste in

parallelo, ciascuna delle quali presenta il massimo numero accettabile di collettori

suggerito dal produttore per ridurre il numero totale delle file parallele.

Nel caso dei collettori piani è possibile formare degli array nei quali viene distribuito

equalmente il flusso nei componenti presenti, che vengono poi collegati in serie.

Considerando le limitazioni date dalla scheda tecnica, da simulazioni preliminari al

computer si nota che la configurazione più adatta a lavorare nell'intervallo di

temperature voluto è composta da due file poste in serie ognuna delle quali formata

da cinque collettori, con una portata di 100 l/h a collettore. Nelle simulazioni verrà

poi variato il numero di blocchi così composti posti in parallelo:

Figura 4.5. Disposizione fila di collettori piani.

Seguendo la stessa logica si nota che i collettori sottovuoto possono essere collegati

in serie per un massimo di tre unità, con una portata consigliata di 92 l/h a collettore:


49

Figura 4.6. Disposizione fila collettori sottovuoto.

Anche in questo caso verrano riprodotti in parallelo array uguali a quello presentato

per effettuare studi al variare dell'area totale del campo solare.

Connessione all'impianto

Il campo solare può essere collegato all'accumulo caldo direttamente o attraverso uno

scambiatore di calore esterno.

Una connessione diretta presenta il vantaggio di non introdurre una differenza di temperatura fra uscita dei pannelli ed ingresso accumulo, trascurando

l'effetto delle perdite di calore per dispersione delle tubazioni. Questo è

positivo perchè permette al collettore di lavorare a temperature più basse

producendo lo stesso effetto utile, diminuendo le perdite termiche verso

l'esterno.

D'altro canto questa scelta non permette l'utilizzo di miscele antigelo nel

circuito solare obbligando a introdurre soluzioni alternative per evitare il

pericolo di congelamento, come introduzione di resistenze elettriche o sistemi

'drain back'.

L'utilizzo dello scambiatore invece risolve il problema relativo al congelamento poichè permette l'introduzione di un antigelo nel circuito

primario ma diminuisce l'efficienza del sistema.

La soluzione scelta è la seconda perchè non consuma energia come nel caso delle

resistenze elettriche e non richiede la complicazione nella disposizione dei collettori

voluta dai sistemi drain back, permettendo così la loro disposizione a livello del

suolo. Viene scelto come fluido primario una miscela di acqua con glicole

propilenico al 25% in massa che garantisce una temperatura di congelamento di

-9.8°C, più che sufficiente considerate le temperature della zona.

Per quanto riguarda le portate, per un buon funzionamento dello scambiatore è bene

avere una capacità termica dei due flussi simile in modo da avere una differenza di

temperatura quasi costante lungo la superficie dello scambiatore (caso

controcorrente). Considerata la piccola differenza fra i calori specifici si può

considerare una portata massica nel secondario uguale a quella del primario.

Logica di controllo

L'azionamento delle pompe del circuito solare avviene solamente se c'è un effettivo

guadagno di energia da parte dei collettori affinchè questi non fungano invece da


50

dispersori di calore. Il segnale di controllo dipende quindi dai livelli di temperatura

all'uscita dei collettori (T1) e nella parte bassa dell'accumulo (T2) da dove parte il

flusso di ritorno allo scambiatore. Le pompe si azionano se la differenza tra le due

temperature supera un determinato valore A, e rimangono in funzione fino a quando

la stessa differenza non scende sotto un valore B. Inoltre per evitare temperature

pericolose nell'accumulo si impone che la temperatura di ritorno T3 sia minore di

98°C, pena il blocco del sistema.

Per sistemi con scambiatore di calore si adottano i seguenti valori:

A = 8°C

B = 3°C

Figura 4.7. Collegamento idraulico tra campo solare ed accumulo. Modificato da [7].

Non preoccupano invece temperature intorno ai 100°C all'uscita dei collettori grazie

alla presenza del glicole che aumenta la temperatura di ebollizione della miscela e

alla possibilità di disporre di pressioni fino a 6 bar nel circuito primario. Si considera

comunque come valore massimo di funzionamento la temperatura di 120 °C per

evitare danni alla miscela acqua-glicole.

4.2.2 CALDAIA AUSILIARIA

La caldaia deve garantire la domanda di acqua calda richiesta dal chiller qualora

l'energia solare non sia sufficiente. La potenza della caldaia presente è di 150 kW e

può essere alimentata a pellet o a biomassa.

Connessione all'impianto

Si considerano i possibili collegamenti tra caldaia, accumulo e chiller:

Caldaia in parallelo all'accumulo: quando il livello di temperatura richiesto non è sufficiente si scollega l'accumulo dal chiller e quest'ultimo viene

alimentato direttamente dalla caldaia. In questo modo non viene mai disperso

del calore prodotto dalla caldaia dentro l'accumulo ma l'energia prodotta con

il campo solare non viene utilizzata nel caso in cui non sia completamente

sufficiente.


51

Figura 4.8. Collegamento idraulico della caldaia, prima opzione. Modificato da [7].

Caldaia in serie all'accumulo: il flusso uscente dall'accumulo diretto al chiller

viene fatto passare nella caldaia in caso di necessità. In questo caso viene

utilizzata parte dell'energia solare anche se non è in grado di alimentare

totalmente il chiller ma si disperde parte dell'energia della caldaia

nell'accumulo.

Figura 4.9. Collegamento idraulico della caldaia, seconda opzione. Modificato da [7].

Caldaia in parallelo al campo solare: la caldaia comunica esclusivamente con

l'accumulo termico. Questo permette una completa indipendenza nell'utilizzo

della caldaia in termini di portate utilizzate e potenza generata, ma parte

dell'energia prodotta va dispersa con le perdite termiche dell'accumulo.

Figura 4.10. Collegamento idraulico della caldaia, terza opzione. Modificato da [7].


52

Considerando la grande differenza tra potenza della caldaia presente (150 kW) e

potenza richiesta al generatore (25 kW) l'ultima configurazione risulta la unica

possibile e permette di non modificare l'attuale disposizione esistente.

Logica di controllo

L'azionamento della caldaia avviene quando due condizioni vengono soddisfatte: il

chiller è in funzione e la temperatura del flusso uscente dall'accumulo diretto al

generatore (T1) scende sotto gli 80°C. Si è scelto questo valore di riferimento da un

lato per non ridurre eccessivamente la capacità frigorifera del chiller che diminuisce

con la temperatura, dall'altro per ridurre i cicli di on-off della caldaia.

La caldaia viene spenta quando si raggiunge nella parte alta dell'accumulo la

temperatura di 88°C, ovvero la temperatura nominale di alimentazione del chiller.

4.3 SISTEMA DI RAFFREDDAMENTO

Come si è visto nel secondo capitolo la scelta più plausibile riguardo al sistema di

smaltimento del calore risulta essere una torre evaporativa.

La scelta di questo componente e l'individuazione di una determinata strategia di

regolazione della capacità di raffraddamento della torre risulta fondamentale ai fini

del calcolo del COP elettrico finale poichè la potenza assorbita dalla ventola incide

notevolmente sui consumi elettrici ausiliari dell'impianto.

Dopo aver individuato una torre adatta alle esigenze richieste verranno quindi

presentati tre diversi controlli applicabili.

4.3.1 SCELTA DELLA TORRE DI RAFFREDDAMENTO

La macchina cercata deve essere in grado di raffreddare il flusso proveniente dal

frigorifero in qualsiasi condizione ambientale garantendo valori di ritorno al chiller

inferiori ai 32°C per il problema della cristallizzazione.

La relativa piccola potenza di raffreddamento richiesta, di circa 43 kW,

rimpicciolisce la possibilità di scelta sul mercato. Si opta per i prodotti dell'azienda

Thermac, che nella linea TE arriva a taglie fino a 22.8 kW nominali.

Per la scelta della torre tuttavia non è molto indicativo riferirsi alla potenza di targa

in quanto le condizioni di riferimento possono essere sensibilmente diverse da quelle

di funzionamento reale. Si segue la procedura consigliata dal costruttore: si

considerano la temperatura di bulbo umido, la portata d'acqua elaborata, il ΔT di

range e la temperatura d'acqua in uscita dal chiller.

Come temperatura di bulbo umido si considera la condizione ambientale peggiore

durante l'anno dal punto di vista del raffreddamento evaporativo, ovvero la

temperatura di bulbo umido massima. Il file climatico posseduto la individua in

21°C: nonostante nei giorni estivi si raggiungano facilmente temperature superiori ai


53

30°C, in quelle ore il tasso di umidità risulta basso agevolando il funzionamento

della torre. Considerando infine le condizioni nominali per di funzionamento per gli

altri parametri si sceglie la torre 4TE7.5, la quale presenta un ventilatore elicoidale

da 0.55 kW alimentato da un motore asincrono trifase che permette l'utilizzo di

motori a doppia velocità.

4.3.2 CONNESSIONE ALL'IMPIANTO

Negli impianti riguardanti frigoriferi ad assorbimento la torre evaporativa può

generalmente essere collegata al chiller direttamente, senza utilizzare scambiatori di

calore intermedi [7].

Per quanto riguarda la disposizione di assorbitore e condensatore va notato che essi

sono disposti in parallelo ed è quindi prevista una biforcazione del flusso prima di

entrare nel chiller.

Figura 4.11. Collegamento idraulico torre evaporativa. Modificato da [7].

4.3.3 REGOLAZIONE DELLA TORRE

Il calore di scarto del chiller a compressione dipende dalle specifiche condizioni di

funzionamento ed è quindi variabile nel tempo. La capacità di raffreddamento di una

torre evaporativa è anch'essa dipendente dalle condizioni di funzionamento della

torre e dalle condizioni ambientali.

Per quanto riguarda le temperature di ritorno al chiller le normali condizioni di

operazione prevedono valori compresi tra i 25°C ed i 32°C, con la capacità della

macchina che decresce con l'aumentare della temperatura, in modo evidente oltre i

31°C. Al di sopra dei 32°C il rischio cristallizzazione è elevato quindi questo valore

non deve essere raggiunto. Per quanto riguarda la zona di funzionamento al di sotto

del classico range operativo si consiglia di mantenere temperature di ritorno superiori

ai 21°.

Risulta evidente quindi la necessità di regolare la capacità della torre per garantire le

condizioni richieste. La regolazione avviene tramite la variazione del rapporto fra

portata d'acqua circolante e portata d'aria aspirata dal ventilatore.

Considerando che la portata d'acqua è fissata dal chiller, l'unica variabile disponibile

è la portata d'aria, parametro che influisce notevolmente sulla potenza elettrica

assorbita dalla ventola. In accordo con le leggi dei ventilatori, per una geometria

fissata la portata d'aria dipende linearmente dalla velocità della ventola e influenza

alla terza potenza la potenza assorbita.


54

Si presentano tre possibili soluzioni che agiscono sulla velocità della ventola per

regolare la capacità di raffreddamento.

Regolazione on-off

Prevede l'adozione di un motore a singola velocità accoppiato alla ventola della torre,

la quale viene messa in movimento o bloccata a seconda del livello di temperatura

del flusso in uscita.

Si tratta di una regolazione semplice che però non permette di modulare affatto la

potenza di raffreddamento. Per garantire stabilità al sistema quindi è necessaria

l'introduzione di un volume d'accumulo d'acqua allo scarico della torre che limiti il

numero di accensioni e spegnimenti per non sollecitare eccessivamente le parti

meccaniche in gioco.

La logica di controllo in questo caso prevede la scelta della temperatura che può

essere assunta dall'accumulo, corrispondente alla temperatura di ritorno al chiller.

Tenendo presente le considerazioni fatte in precedenza si sceglie l'intervallo 25°C-

31°C, il quale corrisponde ad un campo di funzionamento sicuro ed efficiente del

chiller.

Il volume dell'accumulo inerziale d'acqua si calcola considerando la potenza di

raffreddamento nominale richiesta dal chiller (circa 43KW) ed imponendo un

massimo numero di accensioni/spegnimenti in un'ora. Considerando accettabile un

tempo minimo tra un'accensione ed uno spegnimento di 15 minuti [26] si ottiene:

𝑉𝑎𝑐𝑐 =𝑄𝑐𝑜𝑜 ∗∆𝑡

𝜌∗𝐶𝑝 ∗∆𝑇≅ 1.5 𝑚³ [4.1]

Lo schema di controllo può essere rappresentato con la seguente figura nella quale se

ci si sposta da sinistra verso destra si segue la linea di controllo blu mentre se ci si

sposta verso sinistra si segue la linea rossa di spegnimento. Il valore 1 corrisponde

alla velocità massima di rotazione.

Figura 4.12. Regolazione del ventilatore della torre: singola velocità.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

20 25 30 35

con

tro

llo v

enti

lato

re

temperatura ritorno al chiller [°C]

ciclo on

ciclo off


55

Regolazione a due velocità

La ventola della torre è messa in rotazione attraverso un motore asincrono, la cui

velocità di rotazione (rpm), trascurando lo scorrimento, dipende dal numero di poli

statorici (p) e dalla frequenza (f) della corrente di alimentazione (rpm = 60*f/p).

Quest'ultima può essere considerata costante ai fini della presente trattazione e quindi

come si è notato nel caso precedente non esiste possibilità di regolazione della

velocità.

Il sistema può diventare flessibile grazie all'adozione di una macchina a doppia

polarità, ovvero capace di variare a seconda delle esigenze il numero di poli e quindi

la velocità di rotazione.

La torre scelta permette l'adozione di un motore 4/6 poli: con funzionamento a 4 poli

si sviluppa quindi la velocità massima del motore, mentre passando a 6 poli essa

viene ridotta circa ai due terzi del valore massimo.

In questo modo si introduce una possibilità di regolazione ed un risparmio risparmio

di energia ideale dell'71% quando il motore funziona a velocità ridotta.

Il controllo si basa sempre sulla temperatura di ritorno al chiller ed è rappresentato in

figura attraverso la stessa logica precedente, ma con un livello di velocità disponibile

in più.

Figura 4.13. Regolazione del ventilatore della torre: doppia velocità.

Regolazione VFD

Una maggiore flessibilità del sistema si può ottenere variando il secondo parametro

che determina la velocità di rotazione della ventola: la frequenza di alimentazione.

Essendo costante la frequenza di rete è necessaria l'adozione di un dispositivo VFD

(Variable Frequency Drive) composto da un rettificatore, un campionatore ed un

invertitore, che produce un segnale in uscita con la frequenza desiderata.

Questa regolazione continua permette un perfetto accoppiamento tra torre e chiller

scegliendo continuamente la velocità della ventola adatta a smalire l'effettivo calore

di scarto proveniente dal chiller.

Data la piccola taglia del motore le efficienze del FGD diminuiscono sensibilmente a

basse velocità della ventola [27], quindi si decide di limitare la velocità ad un valore

di 0.5 rispetto alla velocità massima, in corrispondenza della quale la ventola

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

20 25 30 35

con

tro

llo v

enti

lato

re


ciclo on

ciclo off


56

richiede solo il 12.5% della potenza nominale. Inoltre andrebbe verificato che il

modulatore non produca frequenze corrispondenti a quelle critiche della ventola per

evitare danni strutturali [26].

La logica di controllo prevede quindi una modulazione continua della velocità

passando da un valore relativo di 0.5 in corrispondenza dei 25°C fino ad arrivare ad 1

con 31°C dell'acqua in uscita dalla torre. Infine come nei precedenti casi al di sotto

dei 21°C il ventilatore viene spento.

Figura 4.14. Regolazione del ventilatore della torre: regolazione continua.

4.4 SISTEMA DI REFRIGERAZIONE

L'effetto utile prodotto dal chiller è il raffreddamento di un flusso d'acqua passante

per l'evaporatore che in condizioni di funzionamento nominale entra a 12.5 °C ed

esce a 7°C. Questo effetto frigorifero soddisfa una parte della domanda totale

dell'impianto sostituendosi al chiller a compressione.

4.4.1 CONNESSIONE ALL'IMPIANTO

L'ultima scelta impiantistica riguarda appunto il collegamento della nuova macchina

all'utenza. L'integrazione al sistema esistente può essere di due tipi:

Collegamento indiretto: ovvero il chiller comunica con l'utenza passando attraverso l'accumulo freddo esistente, presentando una disposizione in

parallello all'altra macchina frigorifera. In questo modo si ottiene una ottima

indipendenza nel funzionamento del chiller ed una semplicità nel controllo e

nell'installazione del sistema.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

20 25 30 35

con

tro

llo v

enti

lato

re



57

Figura 4.15. Collegamento idraulico all'utenza: prima opzione.

Collegamento diretto: il chiller alimenta direttamente uno o più silos sostituendosi completamente al circuito esistente. In questo caso si

potrebbero valutare direttamente le capacità dell'impianto pilota in termini di

quantità di sottoutenze servite ma il sistema ad assorbimento sarebbe molto

rigido nel funzionamento in quanto poco capace di variare la produzione a

seconda della domanda termica effettiva. A quel punto dovrebbe essere

inserito un secondo accumulo freddo alimentato esclusivamente dal chiller a

assorbimento ed operante sullo stesso intervallo di temperature dell'accumulo

esistente, portando ad una soluzione poco logica.


58

Figura 4.16. Collegamento idraulico all'utenza: seconda opzione.

Alla luce di quanto detto la prima configurazione risulta essere la più adatta sotto

tutti i punti di vista. Per le osservazioni già fatte sul controllo del chiller viene

trascurato il comportamento dell'accumulo freddo immaginandolo costantemente alla

sua temperatura di setpoint di 12°C, quindi questa area non ha bisogno di controlli

particolari immaginando che il sistema fornisca la sua intera capacità frigorifera

disponibile in tutte le ore dettate dal profilo di funzionamento.

Considerando che la temperatura nominale del flusso in entrata sarebbe di 12.5°C

invece che gli attuali 12°C dell'accumulo, per non perdere capacità frigorifera e per

mantenere il setpoint al valore nominale di 7 °C, si decide di aumentare del 20% la

portata raffreddata, valore massimale indicato dal produttore.

Le scelte impiantistiche fatte e le logiche di controllo adottate portano allo schema

seguente. Le linee continue rappresentano i flussi dell'impianto, le tratteggiate nere i

segnali in ingresso ai controlli e le tratteggiate rosse i segnali in uscita dai controlli.


59

Figura 4.17. Schema impiantistico riassuntivo.

5

SIMULAZIONE DEL SISTEMA ED

OTTIMIZZAZIONE DEL CAMPO SOLARE

Le scelte impiantistiche preliminari fatte nel capitolo precedente permettono di

implementare il sistema in un programma di simulazione per analizzarne il

comportamento al variare di alcuni parametri e scegliere le variabili rimanenti in

funzione di determinate funzioni obiettivo. Le decisioni prese riguarderanno

l'inclinazione dei collettori, la tipologia e l'area del campo solare, e l'efficienza e

l'area di scambio dello scambiatore solare; la configurazione finale inoltre verrà

valutata con l'introduzione dell'effetto delle perdite termiche nelle tubazioni del

circuito primario.

Viene quindi fatta una presentazione del programma di supporto utilizzato con la

introduzione dei modelli matematici dei componenti principali dell'impianto, per poi

presentare i risultati delle varie simulazioni.

5.1 DESCRIZIONE DEL SOFTWARE E DEI MODELLI

Il programma scelto è Trnsys, un ambiente di simulazione transitoria di sistemi

energetici con una struttura modulare che gli permette di essere utilizzato in svariati

campi di applicazione. Il progetto è organizzato tramite la connessione grafica dei

diversi componenti, chiamati type, i quali sono delle scatole che analizzando i dati di

input ed i parametri impostati producono degli output in base al modello matematico

che descrive il componente, programmato in Fortran. Le librerie disponibili

Cap.5 - Simulazione del sistema ed ottimizzazione del campo solare 61

61

presentano un gran numero di componenti già implementati, lasciando comunque la

possibilità all'utente di scrivere un nuovo codice o di modificare uno esistente

qualora non siano disponibili modelli adatti al caso studiato.

La simulazione porta al calcolo di tutti gli output raggiungendo la convergenza delle

equazioni di ogni componente, trovando così lo stato di equilibrio stazionario in ogni

passo temporale. Il passo è quindi il tempo che intercorre tra la risoluzione di un

sistema di equazioni ed il successivo, e nel caso studiato sarà posto uguale a 0.25 h,

in quanto non si registrano apprezzabili variazioni nei risultati per intervalli di tempo

più piccoli.

Lo schema di impianto scelto nel capitolo precedente viene rappresentato in Trnsys

come in figura 5.1.

Figura 5.1. Schema di simulazione in Trnsys nel caso di regolazione della ventola a doppia

velocità.

Le linee continue colorate rappresentano i flussi di materia tra i componenti

all'interno del sistema, nello specifico:

La linea rossa è il circuito solare, nel quale primario e secondario sono separati dallo scambiatore.

La linea rosa è il circuito della caldaia ausiliaria.

La linea gialla è il circuito di alimentazione del chiller.

La linea azzurra è il circuito di smaltimento del calore collegato alla torre di raffreddamento.


62

Le linee puntinate sono le informazioni ed i comandi dei circuiti di controllo, dove il

colore nero rappresenta l'input al controllo, mentre il blu l'output verso i componenti.

Infine le linee tratto-punto rappresentano la trasmissione dei dati climatici riguardanti

radiazione e condizioni ambientali.

Si presentano adesso i modelli matematici dei componenti più significativi

dell'impianto.

5.1.1 TYPE 107: CHILLER AD ASSORBIMENTO

Il type 107 modella un chiller ad assorbimento a singolo effetto alimentato con acqua

calda tramite l'utilizzo di una matrice di valori normalizzati che descrivono il

comportamento della macchina independentemente dalla taglia.

Alla base del componente quindi non c'è un modello fisico teorico ma un approccio

empirico che a partire da un'insieme di valori forniti dall'utente deduce il

comportamento del chiller in base agli input del momento.

Il file fornito dall'utente presenta sei variabili, di cui quattro indipendenti e due

dipendenti. Le variabili dipendenti sono i valori normalizzati di capacità (𝑥𝑐𝑕 ) e di

potenza di alimentazione richiesta (𝑥𝑕 ), mentre le indipendenti sono la frazione della

capacità di design (𝑓𝑑𝑒𝑠𝑖𝑔𝑛 ), la temperatura di setpoint di refrigerazione (𝑇𝑐𝑕 𝑠𝑒𝑡 ), la

temperatura in ingresso dell'acqua di raffreddamento (𝑇𝑐𝑜𝑜 𝑖𝑛 ) e la temperatura in

ingresso dell'acqua di alimentazione (𝑇𝑕 𝑖𝑛 ). Per ogni combinazione dei valori delle variabili indipendenti nei range considerati si fornisce il valore delle due variabili

indipendenti creando così la matrice di funzionamento.

Questa matrice viene creata a partire dai dati di funzionamento forniti dal costruttore

ed è riportata nell'appendice.

Si utilizzano i pedici coo, ch, hot per identificare rispettivamente i circuiti di

raffreddamento, refrigerazione ed alimentazione. Il type inizia con il calcolare la

capacità necessaria richiesta e la frazione rispetto alla capacità di design:

𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑒𝑐 = 𝑚𝑐 ∗ 𝑐𝑝 𝑐𝑕 ∗ (𝑇𝑐𝑕 𝑖𝑛 − 𝑇𝑐𝑕 𝑠𝑒𝑡 ) [5.1]

𝑓𝑑𝑒𝑠𝑖𝑔𝑛 =𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑒𝑐

𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑜𝑚 [5.2]

A questo punto conoscendo tutte le variabili di input può leggere dal file le frazioni

di capacità e potenza termica assorbita, calcolando così le reali potenze disponibili

agli scambiatori e le temperature di uscita, tenendo presente che l'effetto utile sarà il

valore minimo tra la capacità richiesta e quella disponibile:

𝑄𝑐𝑕 = 𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑜𝑚 ∗ 𝑥𝑐𝑕 [5.3]

𝑄𝑕 =𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑜𝑚

𝐶𝑂𝑃𝑛𝑜𝑚∗ 𝑥𝑕 [5.4]


63

𝑇𝑐𝑕 𝑜𝑢𝑡 = 𝑇𝑐𝑕 𝑖𝑛 −𝑀𝐼𝑁(𝑄𝑐𝑕 𝑛𝑒𝑐 ,𝑄𝑐𝑕 )

𝑚𝑐𝑕∗𝑐𝑝 𝑐𝑕 [5.5]

𝑇𝑕 𝑜𝑢𝑡 = 𝑇𝑕 𝑖𝑛 −𝑄𝑕

𝑚𝑕∗𝑐𝑝 𝑕 [5.6]

Infine il lato del circuito di raffreddamento viene calcolato dal bilancio globale di

energia alla macchina, includendo la potenza ausiliaria consumata dalla pompa di

circolazione interna del chiller (𝑄𝑎𝑢𝑥 ):

𝑄𝑐𝑜𝑜 = 𝑄𝑐𝑕 + 𝑄𝑕 + 𝑄𝑎𝑢𝑥 [5.7]

𝑇𝑐𝑜𝑜 𝑜𝑢𝑡 = 𝑇𝑐𝑜𝑜 𝑖𝑛 +𝑄𝑐𝑜𝑜

𝑚𝑐𝑜𝑜 ∗𝑐𝑝 𝑐𝑜𝑜 [5.8]

5.1.2 TYPE 1C, 71: COLLETTORE PIANO E SOTTOVUOTO

Il componente 1C permette di simulare il comportamento di un collettore piano

attraverso l'utilizzo di una efficienza quadratica, ovvero che tiene in conto delle

perdite termiche verso l'ambiente con un termine lineare ed uno di secondo grado.

I coefficienti di rendimento sono forniti dal produttore del collettore, così come il

modificatore IAM che introduce gli effetti della inclinazione dei raggi solari sulla

componente diretta della radiazione. Questo effetto viene considerato

monodirezionale nei collettori piani ed i dati vengono indicati tramite la creazione di

un file esterno nel quale si indica il fattore di modifica in funzione del generico

angolo di inclinazione.

Sono da tenere presenti le convenzioni utilizzate nell'espressione dei coefficienti di

rendimento in riferimento all'area ed alla differenza di temperatura considerata.

Il rendimento, inteso come calore utile assorbito dal fluido termovettore (Qut ) e

radiazione incidente sul pannello viene così espresso.

η =Qut

A∗IT= η0 − a1 ∗

∆T

IT− a2 ∗

(∆T)²

IT [5.9]

L'unica differenza presentata dal type 71, utile alla modellazione dei collettori

sottovuoto, è data dalla non simmetricità ottica considerata nel modificatore IAM:

questo tipo di collettori infatti risponde diversamente a moviventi longitudinali e

trasversali dei raggi solari e quindi il file esterno deve presentare le varie

combinazioni possibili tra i due angoli.


64

5.1.3 TYPE 51: TORRE DI RAFFREDDAMENTO

Il modello proposto descrive il comportamento di una torre evaporativa seguendo

l'approccio proposto da Braun [28]: si considera il processo simile a quello di uno

scambiatore di calore a secco, nel quale l'efficacia di scambio viene calcolata

mediante la definizione di due parametri opportunamente modificati.

Schematicamente si può considerare il processo come rappresentato in figura, dove

un flusso d'acqua discendente si raffredda e perde una piccola parte di massa a favore

della corrente d'aria ascendente.

Figura 5.2. Rappresentazione schematica di una torre evaporativa controcorrente. [28]

Si può definire l'efficacia del lato aria come la frazione della potenza termica

assorbita dal flusso d'aria rispetto a quella massima disponibile che si otterrebbe

portando l'aria a saturazione alla temperatura dell'acqua in ingresso.

Esprimendo l'efficacia come frazione entalpica realmente acquisita dalla corrente

d'aria rispetto a quella massima si ha:

휀 =∆𝑕𝑎

∆𝑕𝑎 𝑚𝑎𝑥 [5.10]

∆𝑕𝑎 [kJ/kg]: entalpia aria umida nelle condizioni di uscita meno quella nelle condizioni in ingresso.

∆𝑕𝑎 𝑚𝑎𝑥 [kJ/kg]: entalpia aria satura alla temperatura dell'acqua in ingresso meno l'entalpia aria umida in ingresso.


65

Figura 5.3. Diagramma psicometrico con gli stati assunti dall'aria all'interno della torre. [9]

e per una torre controcorrente affermare che:

휀 =1−𝑒(−𝑁𝑇𝑈 ∗ 1−𝑚 ′ )

1−𝑚 ′ ∗𝑒(−𝑁𝑇𝑈 ∗ 1−𝑚 ′ ) [5.11]

Nei quali si definiscono:

𝑁𝑇𝑈 =𝑕𝑑∗𝑎∗𝑉

𝑚𝑎 [5.12]

𝑚′ =𝑚𝑎 ∗𝐶𝑆

𝑚𝑤 𝑖𝑛 ∗𝑐𝑝 𝑤 [5.13]

Il valore Cs rappresenta l'approssimazione fatta da Braun che considera lineare

l'andamento dell'entalpia di saturazione dell'aria rispetto alla temperatura. Questa

approssimazione spiega l'adozione di una efficacia riferita al solo lato dell'aria

rispetto ad una definizione generale.

𝐶𝑆 =𝑕𝑎 𝑠𝑎𝑡 ,𝑤 𝑖𝑛 −𝑕𝑎 𝑠𝑎𝑡 ,𝑤 𝑜𝑢𝑡

𝑇𝑤 𝑖𝑛−𝑇𝑤 𝑜𝑢𝑡 [5.14]

𝑕𝑑 [kg/ms]: coefficiente di diffusione della massa

a [m²/m³]: superficie di contatto tra acqua ed aria per unità di volume

V [m³]: volume superficie di scambio

𝑚 𝑤 [kg/s]: portata d'acqua

𝑐𝑝 𝑤 [kJ/kgK]: calore specifico dell'acqua

𝑕𝑎 𝑠𝑎𝑡 , 𝑤 [kJ/kg]: entalpia specifica aria satura alla temperatura dell'acqua liquida

nella sezione considerata

𝑇𝑤 [K]: temperatura dell'acqua nella sezione considerata.


66

Il parametro NTU invece, caratteristica della torre indipendente dalle temperature di

funzionamento, può essere espresso in funzione dei rapporti tra le portate d'acqua e

d'aria mediante la definizione di due opportuni coefficienti 'c' ed 'n', tali che:

𝑁𝑇𝑈 = 𝑐 ∗ (𝑚𝑤

𝑚𝑎)1+𝑛 [5.15]

Questi parametri sono forniti direttamente dal costruttore o possono essere ricavati

attraverso una regressione lineare dai dati di funzionamento della torre sotto diverse

condizioni operative. Non essendo in possesso dei coefficienti, si utilizza il secondo

metodo.

Attraverso la creazione di un file esterno vengono quindi indicate le prestazioni della

macchina fornendo una serie di punti, ognuno dei quali identificato da sei valori:

portata volumetrica dell'aria, temperatura di bulbo umido dell'aria in ingresso,

temperatura di bulbo secco dell'aria in ingresso, portata massica dell'aria,

temperatura dell'acqua in ingresso e temperatura dell'acqua in uscita. Il risultato è la

creazione della matrice riportata in appendice, per la quale la regressione porta alla

definizione di:

c = 1.301

n = -1.086

Questi valori rientrano nei range tipici e quindi considerati ragionevoli [9].

Dal bilancio energetico globale sulla torre si ricava la temperatura d'uscita dell'acqua:

𝑇𝑤 𝑜𝑢𝑡 =𝑚𝑤 𝑖𝑛 ∗𝑐𝑝 𝑤∗ 𝑇𝑤 𝑖𝑛−𝑇𝑟𝑒𝑓 −휀∗𝑚𝑎∗(𝑕𝑎 𝑠𝑎𝑡 ,𝑤 𝑖𝑛−𝑕𝑎 𝑖𝑛 )

𝑚𝑤 𝑜𝑢𝑡 ∗𝑐𝑝 𝑤+ 𝑇𝑟𝑒𝑓 [5.16]

A differenza di altri modelli (ad esempio quello di Merkel) si può notare come non

venga trascurata la variazione di portata d'acqua a causa dell'evaporazione. Il flusso

d'acqua uscente viene ricavato attraverso approriati valori medi efficaci dell'entalpia

di saturazione ed imponendo il numero di Lewis unitario, ma si rimanda al testo

originale per una trattazione completa.

Da notare è la dipendenza della temperatura d'uscita dal valore epsilon e quindi da

Cs, a sua volta dipendente dalla temperatura: questo obliga il programma ad un

processo iterativo nel quale si ipotizza un valore iniziale della temperatura pari alla

temperatura di bulbo umido in ingresso e che usualmente porta a convergenza con

pochissime iterazioni.

5.1.4 TYPE 534: ACCUMULO TERMICO

Si tratta di un modello che descrive un accumulo cilindrico verticale a volume

costante che nel nostro caso interagisce con l'esterno attraverso tre coppie di flussi,


67

entranti ed uscenti, e disperde calore verso l'ambiente attraverso perdite termiche

lungo la sua superficie.

Per poter simulare il fenomeno della stratificazione, il volume è suddiviso in nodi

isotermi di ugual volume che comunicano tra loro attraverso conduzione e

convezione naturale e forzata. Secondo studi di Oberndorfer et all(1999) [2], per

simulazioni annuali è superfluo l'utilizzo di più di dieci nodi, considerando valori

sufficienti da 3 a 5 nodi; nel presente studio verranno considerati quindi cinque nodi

per non appesantire e rallentare inutilmente la simulazione.

L'aumento della stratificazione viene ottenuto attraverso una opportuna indicazione

dei nodi comunicanti con i flussi esterni: vengono immessi nella parte alta

dell'accumulo, nodo numero uno, i flussi caldi provenienti da campo solare e caldaia

ausiliaria, mentre viene inviato alla base dell'accumulo il flusso proveniente dal

chiller; viceversa i flussi inviati alle sorgenti calde sono prelevati dalla parte bassa,

nodo cinque, mentre quello di alimentazione al chiller dalla parte più calda in alto.

La logica che sta alla base del type scelto prevede la completa miscelazione di un

flusso ingresso nel nodo per ogni timestep prima di spostarsi verso il nodo

successivo e fino ad arrivare al nodo in cui è presente l'uscita.

Non essendo in possesso di informazioni riguardanti la geometria della parete

dell'accumulo, per il calcolo delle perdite termiche si assume un valore di scambio

termico globale ragionevole per un volume discretamente isolato, pari a 2 kJ/h m² K.

5.2 PARAMETRI OBIETTIVO

Avendo già considerato le scelte preliminari sulla configurazione dell'impianto, le

scelte che verranno fatte con l'ausilio del programma di simulazione puntano a

ottimizzare alcuni parametri obiettivo che vengono adesso presentati. A seconda

della particolare variabile di volta in volta considerata sarà preponderante l'effetto su

alcuni dei parametri obiettivo generali, fino ad ottenere infine la la configurazione

finale del sistema.

5.2.1 ENERGIA FRIGORIFERA PRODOTTA

L'effetto utile prodotto dal sistema è l'energia frigorifera resa disponibile

all'evaporatore del chiller [𝑄𝑐𝑕 ]. Considerando la produzione annuale dell'impianto

proposto si valuta la diminuzione di energia frigorifera prodotta dal chiller a

compressione.

Questo parametro va massimizzato o per lo meno mantenuto pressocchè costante nei

casi in cui ha una scarsa variazione con la variabile da ottimizzare.


68

5.2.2 FRAZIONE SOLARE

E' il parametro che indica l'effettivo contributo del campo solare alla produzione di

effetto utile, può essere calcolata su base mensile o annuale e viene definita tramite il

rapporto:

𝑓 =𝑄𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡

𝑄𝑕 [5.17]

𝑄𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡 [GJ]: energia solare utile

𝑄𝑕 [GJ]: energia assorbita dal generatore del chiller

Mentre il calcolo del secondo parametro è relativamente semplice in quanto basta

integrare nell'intervallo di tempo considerato la potenza instantanea assorbita dal

chiller, la definizione di calore solare utile ha bisogno di alcune considerazioni.

Il flusso di alimentazione del chiller proviene dall'accumulo caldo, il quale disperde

energia verso l'esterno. Nell'intervallo temporale di un mese o più è ragionevole

effettuare un bilancio di energia del volume in condizioni stazionarie, ricavando le

perdite termiche (Qp):

𝑄𝑝 = 𝑄𝑠𝑜𝑙 + 𝑄𝑐𝑎𝑙𝑑 − 𝑄𝑕 [5.18]

𝑄𝑠𝑜𝑙 [GJ]: energia rilasciata dal flusso solare all'accumulo

𝑄𝑐𝑎𝑙𝑑 [GJ]: energia rilasciata dalla caldaia all'accumulo

Si immagina che le perdite siano imputabili ad ogni singola fonte in modo

proporzionale alla energia conferita, riuscendo così a determinare la frazione da

attribuire alla singola parte solare (𝑄𝑝𝑠𝑜𝑙 ) ed infine calcolare l'effettivo contributo al

chiller apportato dai collettori (𝑄𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡 ):

𝑄𝑝𝑠𝑜𝑙 = 𝑄𝑝 ∗𝑄𝑠𝑜𝑙

𝑄𝑠𝑜𝑙 + 𝑄𝑐𝑎𝑙𝑑 [5.19]

𝑄𝑠𝑜𝑙𝑢𝑡 = 𝑄𝑠𝑜𝑙 − 𝑄𝑝𝑠𝑜𝑙 [5.20]

Data la caratterizzazione del progetto come un sistema di solar cooling, si pone come

obiettivo il raggiungimento di una buona frazione solare, con un valore annuale di

circa il 50%.

Oltre alla frazione solare sarà utile riportare l'energia solare e quella della caldaia che

vengono assorbiti nell'accumulo.

5.2.3 ENERGIA FRIGORIFERA SOLARE

Risulta essere la combinazione dell'energia frigorifera prodotta e della frazione solare

in modo da indicare la quantità di effetto utile direttamente imputabile al campo

solare [𝑄𝑐𝑕 𝑠𝑜𝑙 ]. Una sua rappresentazione in funzione dell'area e del costo di


69

investimento dei collettori si rivela determinante nella scelta della tecnologia solare

più appropiata. Si definisce come:

𝑄𝑐𝑕 𝑠𝑜𝑙 = 𝑓 ∗ 𝑄𝑐𝑕 [5.21]

5.2.4 COP ELETTRICO E RISPARMIO DI ENERGIA

ELETTRICA

A livello globale il valore più importante dello studio è la valutazione dell'effettivo

risparmio di energia elettrica rispetto alla situazione attuale e l'indicazione del COP

elettrico dell'impianto pilota a fronte di tutti i consumi ausiliari ad esso associati

(pompe, ventilatore, consumi interni).

La definizione di COP elettrico è:

𝐶𝑂𝑃𝑒𝑙 =𝑄𝑐𝑕

𝑃𝑒𝑙 [5.22]

𝑄𝑐𝑕 [GJ]: è l'energia frigorifera prodotta dal chiller

𝑃𝑒𝑙 [GJ]: è l'energia elettrica assorbita da un ausiliare

L'obiettivo ovviamente è di massimizzare questo coefficiente di rendimento.

Questi parametri vengono considerati nella parte finale dello studio, quando il

dimensionamento definitivo del campo solare permette il calcolo degli esatti consumi

delle pompe solari. A quel punto si valuterà l'influenza della strategia di controllo

della torre su questo parametro.

5.3 SCELTA ED OTTIMIZZAZIONE DEL CIRCUITO

SOLARE

In questo paragrafo vengono trattati tutti quegli aspetti riguardanti le scelte

componentistiche ed operative inerenti al campo solare che non potevano essere

prese senza l'ausilio di una simulazione realistica di funzionamento. Nello specifico

si confrontano le due tecnologie di collettori proposte nelle loro rispettive condizioni

di funzionamento ottimale in termini di inclinazione, per poter stabilire tramite un

criterio tecnico-economico quale sia la scelta migliore. Una volta dimensionato il

campo solare ed ubicato all'interno della vigna, si passa al dimensionamento dello

scambiatore di calore e alle considerazioni sull'isolamento termico delle tubazioni

per ottenere una simulazione finale realistica che indichi il comportamento termico

dell'impianto scelto.

Tutte le valutazioni appene descritte vengono fatte considerando il controllo della

torre a doppia velocità e non ripetute per le restanti configurazioni per non


70

appesantire inutilmente la trattazione data la scarsissima influenza di questa scelta

sul comportamento del campo solare.

5.3.1 ANGOLO DI INCLINAZIONE

L'inclinazione e l'orientazione del collettore influisce sull'energia solare utile in due

modi: modifica la quantità di radiazione incidente sul collettore e modifica

l'inclinazione tra raggi solari e superficie, agendo quindi sull'efficienza del collettore

attraverso il coefficiente IAM. Mentre il primo effetto è indipendente dalla

tecnologia, il secondo varia da collettori piani a tubi sottovuoto come descritto

precedentemente, quindi teoricamente potrebbe portare a risultati diversi.

Considerata l'assenza di vincoli architettonici l'orientazione, ovvero l'azimuth del

collettore, è considerata pari a 0°, quindi con direzione verso l'equatore, poichè

massimizza la radiazione catturata.

Si anallizzano quindi le prestazioni al variare dell'inclinazione β dei collettori.

Collettore piano

Numero collettori: 30

Area collettori: 62.7 m²

Efficienza scambiatore: 0.9

Figura 5.4. Prestazioni del sistema con collettore piano al variare dell'angolo di inclinazione

Si nota che in corrispondenza dell'inclinazione di 25° si massimizza l'energia solare

raccolta e la frazione solare, mentre si minimizza il contributo della caldaia. La

produzione frigorifera risulta invariata. L'ottimizzazione per i collettori piani si

ottiene quindi con:

β = 25°

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

0,4

0,45

0,5

100

150

200

250

300

0 5 10 15 20 25 30

fraz

ion

e so

lare

an

nu

ale

Ener

gia

ann

ual

e [G

J]

β [°]

Qsol

Qcald

Qch

f


71

Collettore sottovuoto

Numero collettori: 24

Area collettori: 61.7 m²

Efficienza scambiatore: 0.9

Figura 5.5. Prestazioni del sistema con collettore sottovuoto al variare dell'angolo di

inclinazione

Anche in questo caso si ottengono gli stessi risultati per quanto riguarda

l'inclinazione ottimale, riconfermando la scelta dei 25°.

Di conseguenza tutte le simulazioni seguenti considereranno questo valore di

inclinazione.

5.3.2 TIPOLOGIA COLLETTORE E AREA CAMPO SOLARE

Le scelte più importanti per la definizione della componente solare dell'impianto

risultano essere l'individuazione della tecnologia più adatta e la decisione del numero

di collettori da impiegare.

Si analizzano inizialmente i comportamenti singoli delle tipologie adottabili al

variare dell'area por poi passare ad una comparazione sensata tra le due.

L'efficienza dello scambiatore viene considerata constante e pari a 0.9.

Collettore piano

Il numero di collettori viene aumentato attraverso l'aggiunta di array identici in

parallelo, partendo da due array (20 collettori) fino ad arrivare a sei array (60

collettori).

Simulando l'impianto al variare dell'area si ottengono i risultati mostrati in figura 5.6.

0,35

0,37

0,39

0,41

0,43

0,45

0,47

0,49

0,51

0,53

0,55

180

190

200

210

220

230

240

250

260

270

280

0 5 10 15 20 25 30

fraz

ion

e so

lare

an

nu

ale

Ener

gia

ann

ual

e [G

J]

β [°]

Qsol

Qcald

Qch

f


72

Le energie ricevute dalle fonti calde presentano un andamento quasi lineare rispetto

all'area del campo solare: un aumento del numero di collettori produce infatti un

incremento del calore utile raccolto e la logica diminuzione dell'impiego della

caldaia. Per quanto riguarda l'effetto utile si può registrare un lieve aumento

dell'energia frigorifera portando all'incremento di circa del 2% dell'energia annuale

della coonfigurazione a 60 collettori rispetto a quella con 20. La ragione risiede nel

fatto che una maggiore area di raccolta rende disponibile maggiore energia ed una

temperatura media del flusso di alimentazione al chiller leggermente più alta, con il

relativo aumento di capacità frigorifera.

La frazione solare possiede anch'essa un andamento quasi lineare e raggiunge valori

superiori al 50% con un minimo di 120 m² di collettori, ovvero 50 unità.

Figura 5.6. Prestazioni del sistema con collettore piano al variare dell'area dei collettori

installati.

Se si effettua una comparazione della frazione solare a livello mensile si nota un

comportamento fortemente variabile. (Figura 5.7)

Nei mesi invernali (giugno-luglio) la frazione solare risulta molto bassa anche

utilizzando un elevato numero di collettori: la causa risiede nel basso rendimento dei

collettori piani quando si è in presenza di scarso irraggiamento ed alte differenze di

temperatura tra fluido nel collettore e ambiente. Le alte temperature di

funzionamento imposte dal chiller portano infatti in questo periodo ad uno scarso

utilizzo della fonte solare che non viene compensato a sufficienza dalla diminuzione

di domanda termica per le minori ore di accensione della macchina frigorifera.

Nei mesi primaverili ed autunnali di marzo ed ottobre si riscontrano i migliori

contributi solari al sistema: in questo caso il profilo di funzionamento della macchina

si riduce quasi esclusivamente alle ore giornaliere con luce solare a differenza dei

mesi estivi, bilanciando così la minore radiazione disponibile.

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

40

90

140

190

240

290

340

390

20 40 60 80 100 120 140

fraz

ion

e so

lare

an

nu

ale

Ener

gia

tota

le a

nn

ual

e [G

J]

Area totale collettori [m²]

Qsol

Qcald

Qch

f


73

Figura 5.7. Frazione solare mensile del sistema con collettore piano al variare dell'area dei

collettori installati.

Collettore sottovuoto

La scelta impiantistica con questa tecnologia ha portato all'aumento in parallelo di

blocchi da tre collettori in serie ciascuno, passando da tre file (9 collettori) fino ad

arrivare a tredici (39 collettori).

I commenti sugli andamenti annuali delle energie in gioco e della frazione solare

sono del tutto simili rispetto ai precedenti fatti per i collettori piani (Figura 5.8). In

questo caso il 50% della frazione solare viene raggiunto già con 27 unità,

corrispondente a 77 m².

Figura 5.8. Prestazioni del sistema con collettore sottovuoto al variare dell'area dei collettori

installati.

00,10,20,30,40,50,60,70,80,9

1

fraz

ion

e so

lare

men

sile

24

48

72

96

120

144

A [m²]

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0

50

100

150

200

250

300

350

400

25 45 65 85 105

fraz

ion

e so

lare

an

nu

ale

Ener

gia

ann

ual

e [G

J]


Qsol

Qcald

Qch

f


74

Nel comportamento mensile della frazione solare invece (Figura 5.9), sebbene la

forma generale del profilo non cambi di molto, è evidente uno sbilanciamento meno

marcato: i mesi invernali rappresentano si il punto di minimo ma risultano meno

distanti dai periodi dell'anno più favorevoli. Questo comportamento è dovuto al

miglior isolamento termico del collettore grazie all'applicazione del vuoto.

Figura 5.9. Frazione solare mensile del sistema con collettore sottovuoto al variare dell'area

dei collettori installati.

Confronto piano vs sottovuoto

Per confrontare le due tecnologie si decide di utilizzare l'utile parametro di merito

che indica l'effettiva produzione frigorifera imputabile al campo solare.

Se si immagina di esprimere questo parametro in funzione dell'area totale occupata

dai collettori risulta indiscutibile il vantaggio offerto dai collettori sottovuoto a parità

di superficie occupata. (Figura 5.10)

0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

fraz

ion

e s

ola

re m

ensi

le

26

43

60

77

94

112

A [m²]


75

Figura 5.10. Energia frigorifera annuale del sistema prodotta tramite fonte solare con

collettore piano e collettore sottovuoto al variare dell'area dei collettori installati.

D'altro canto il grafico descritto non riesce a presentare in modo completo tutti gli

aspetti che possono influire sul processo decisionale. Tra questi il più importante è

una valutazione di tipo economico della tecnologia impiegata.

Si decide quindi di esprimere lo stesso parametro di merito di produzione frigorifera

in funione del costo di investimento relativo al campo solare, riferendosi per

semplicità alla sola voce di costo dei collettori, che risulta essere la unica importante

differenza tra le due scelte.

Riportando in ascissa il costo totale dei collettori si nota come venga ribaltato il

risultato ottenuto precedentemente: in questo caso a parità di investimento il

contributo solare viene massimizzato dai collettori piani a causa della grande

differenza di costo per unità tra le due tecnologie. (Figura 5.11)

La scelta fra i due tipi di collettore dipenderà quindi dalla disponibilità di spazio

adibito all'installazione del campo solare: nel caso in cui esso sia una risorsa scarsa la

scelta dei collettori sottovuoto può essere preferibile in quanto grazie alla maggior

efficienza riesce a produrre un grande effetto utile occupando un'area relativamente

piccola. In presenza di grandi aree disponibili invece l'ottimizzazione tecnico-

economica appena effettuata evidenzia la superiorità dei collettori piani.

0

50

100

150

200

250

0 25 50 75 100 125 150

Ener

gia

frig

ori

fera

so

lare

an

nu

ale

[GJ]


sottovuoto

piano


76

Figura 5.11. Energia frigorifera annuale del sistema prodotta tramite fonte solare con

collettore piano e collettore sottovuoto al variare del costo totale dei collettori installati.

Scelta campo solare

La scelta della tecnologia solare da impiegare e del relativo numero di collettori

viene dunque effettuata tenendo in considerazione due parametri:

Raggiungimento di una sufficiente frazione solare.

Disponibilità di spazio per il campo solare.

Vengono trascurati l'energia frigorifera totale prodotta dall'impianto e il COP

elettrico, in quanto risultano molto poco influenzati da questo tipo di decisione.

Come visto nel capitolo 3, il sistema dispone di una superficie utilizzabile che supera

i 450 m², ampliamente sufficiente a contenere tutte le metrature fin qui considerate.

Quindi alla luce di quanto detto la scelta ricade sui collettori piani.

Per quanto riguarda invece il numero dei collettori, ricordando che l'obiettivo

prefissato era il raggiungimento di una frazione solare attorno al 50%, si opta per la

scelta di 50 collettori disposti in cinque file.

0

50

100

150

200

250

0 10000 20000 30000 40000 50000 60000

Ener

gia

frig

ori

fera

so

lare

an

nu

ale

[GJ]

Costo collettori [euro]

sottovuoto

piano


77

Tabella 5.1. Riassunto scelte dei collettori e prestazioni annuali dell'impianto.

Tipologia collettore piano

Numero collettori 50

Area totale [m²] 120

Area di apertura [m²] 104.5

f 0.54

Qsol annuale [GJ] 244.68

Qcald annuale [GJ] 211.19

Qch annuale [GJ] 292.27

Disposizione campo solare

Nella disposizione del campo solare vanno tenuti in considerazione due aspetti per

evitare inefficienze e malfunzionamenti dell'impianto.

Una prima valutazione va fatta sulla distanza minima da interporre tra due file

parallele di collettori in modo da non causare ombreggiamenti reciproci.

La distanza fra la base di un collettore ed il seguente è data dalla valutazione della

radiazione durante il solstizio d'inverno, cioè quando il sole raggiunge la posizione

sull'orizzonte più bassa:

𝐷 = 𝐿 ∗𝑠𝑒𝑛 (𝛽)

𝑡𝑔(𝛼𝑆 )+ 𝐿 ∗ cos 𝛽 = 3.3 𝑚 [5.23]

con:

𝛼𝑆 = 90° − 𝜑 − 𝛿 = 32° [5.24]

L [m]: lunghezza del collettore = 2.09 m

β [°]: inclinazione del collettore = 25°

𝛼𝑆 [°]: inclinazione solare sull'orizzonte durante il solstizio di inverno

𝜑 [°]: parallelo = 35°

𝛿 [°]: declinazione solare durante il solstizio di inverno = 23°27'

Figura 5.12. Schematizzazione delle condizioni di irraggiamento durante il solstizio di

inverno a mezzogiorno.


78

La seconda valutazione riguarda il corretto collegamento delle tubazioni: per non

avere sbilanciamenti di portata tra le varie file in parallelo bisogna equilibrare le

perdite di carico attraverso una adeguata disposizione di mandata e ritorno ai

collettori.

Ipotizzando di collocare il campo scelto nell'area designata e porre lo scambiatore

all'interno del capannone dell'area termica si ottiene il seguente schema

rappresentante il campo solare.

Figura 5.13. Schematizzazione della disposizione del campo solare.

5.3.3 DIMENSIONAMENTO SCAMBIATORE DI CALORE

Lo scambiatore in questione è uno scambiatore esterno che deve trasmettere il calore

dal circuito primario proveniente dal campo solare al circuito secondario diretto

all'accumulo. Le configurazioni più utilizzate sono lo scambiatore a fascio tubiero e

mantello, preferiti quando sono richieste doppie pareti per garantire una assoluta

separazione dei due flussi per esigenze particolari, e gli scambiatori a piastre,

preferiti in tutti i restanti casi grazie ai loro alti rendimenti, flessibilità di

dimensionamento e bassi costi di manutenzione.

Una elevata efficienza vuol dire introdurre piccole differenze di temperatura tra

flusso primario e flusso secondario, non innalzando eccessivamente le temperature di

funzionamento del collettore, fattore negativo per il suo rendimento.

Viene considerato quindi uno scambiatore a piastre in acciaio inox con geometria di

riferimento di uno scambiatore M6 Alfalaval con le seguenti caratteristiche:

Tabella 5.2. Caratteristiche tecniche scambiatore di calore M6 Alfalaval

dimensioni [m x m] 0.92 x 0.32

spessore piastra [m] 0.0005

diametro apertura [m] 0.05

spazio fra piastre [m] 0.0015


79

Obiettivo è calcolare il numero delle piastre necessario a garantire lo scambio

descritto nella simulazione, dove si è ipotizzata una efficienza di 0.9.

Si considera un metodo iterativo proposto da Coulson e Richardson [31] che presenta

i seguenti passi:

1. Calcolo delle condizioni di funzionamento e della potenza termica richiesta.

2. Calcolo della temperatura media logaritmica ∆𝑇𝑚𝑙

3. Correzione della ∆𝑇𝑚𝑙 tramite il fattore F, funzione di NTU

4. Stima di un coefficiente di scambio globale U da tabelle

5. Calcolo dell'area di scambio

𝐴 =𝑄

𝑈∗∆𝑇𝑚𝑙 [5.25]

6. Calcolo numero delle piastre corrispondenti ad A

7. Calcolo dei coefficienti di scambio termico convettivo utilizzando relazioni

per moto turbolento in condotti con coefficienti tipici per gli scambiatori

𝑁𝑢 = 0.26 ∗ 𝑅𝑒0.65 ∗ 𝑃𝑟0.4 ∗ (𝜇

𝜇𝑆)0.14 [5.26]

8. Calcolo del coefficiente di scambio globale

𝑈𝑐𝑎𝑙𝑐 = (1

𝑕𝑕+

1

𝑕𝑐+

𝑡

𝑘+ 𝑅𝑓𝑜𝑢 ,𝑕 + 𝑅𝑓𝑜𝑢 ,𝑐)−1 [5.27]

9. Calcolo dell'area necessaria

𝐴𝑐𝑎𝑙𝑐 =𝑄

𝑈𝑐𝑎𝑙𝑐 ∗∆𝑇𝑚𝑙 [5.28]

10. Controllo se 𝐴𝑐𝑎𝑙𝑐 <A, se è vero il numero di piastre scelte è sufficiente, in caso contrario si torna al punto 6 e si aumenta il numero delle piastre,

ricalcolando il corrispondente A.

11. Calcolo perdite di carico: contributo delle perdite per frizione più il

contributo dovuto alla contrazione ed espansione del fluido nelle porte di

ingresso.

∆𝑃 = 8 ∗ 𝑗 ∗𝐿

𝑑𝑖∗𝜌∗𝑣2

2+ 1.3 ∗ 𝜌 ∗

(𝑚

𝜌/(

𝜋∗𝑑𝑎2

4)²

2 [5.29]

con coefficiente di attrito:

𝑗 = 0.6 ∗ 𝑅𝑒−0.3 [5.30]

𝑑𝑖 [m]: diametro idraulico

𝑑𝑎 [m]: diametro della porta d'imbocco


80

Tramite la simulazione in Trnsys si valuta la potenza massima scambiata nell'arco di

un anno ed i corrispondenti valori delle temperature per ingresso ed uscita di

ciascuno dei due flussi e si ottiene:

Q = 68 kW

∆𝑇𝑚𝑙 = 1.55 °C

Si procede dunque con la procedura descritta utilizzando le proprietà termofisiche

dei due fluidi considerate al rispettivo valor medio tra ingresso e uscita.

Il risultato è l'impiego di 111 piatti per un'area di scambio di circa 33m².

E' un valore decisamente elevato considerando la potenza in gioco, e la causa risiede

nella bassissima temperatura media logaritmica.

Diminuendo l'efficienza dello scambiatore a 0.7 e ripetendo lo stesso procedimento si

possono confrontare i due casi come riassunto in tabella 5.3.

A fronte di una piccola diminuzione dell'energia solare raccolta e quindi un

decremento della frazione solare, si può ridurre drasticamente il numero delle piastre

utilizzate. Si ritiene dunque accettabile come compromesso e si adoperano 13 piatti,

raggiungendo una efficienza di 0.7.

Tabella 5.3. Confronto delle prestazioni del sistema e dell'area di scambio richiesta con due

valori di efficienza dello scambiatore differenti.

Efficienza dello scambiatore 0.7 0.9

Qsol [GJ] 225.675 230.25

f 0.52 0.53

ΔTml [K] 5.4 1.55

Area scambiatore [m²] 3.8 33

numero piastre 13 111

5.3.4 ISOLAMENTO CIRCUITO PRIMARIO

Fenomeno fino a questo punto non considerato nella trattazione è la perdita termica

dovuta alle dispersioni delle tubazioni. Data la lunghezza dei collegamenti nel

circuito primario risulta necessaria l'applicazione di isolanti lungo la superficie

esterna e successivamente tenere in considerazione l'effetto delle perdite nella

simulazione dell'impianto.

Inanzitutto si determina il diametro del circuito primario in modo tale da limitare le

perdite di carico, considerando un basso valore della velocità del fluido. Prendendo

come valore di riferimento una velocità di 0.7 m/s si ottiene:

𝐷 = 4∗𝑉

𝜋∗𝑣= 0.05 𝑚 [5.31]


81

Tubazioni adatte ad un fluido contenente glicole sono in rame o acciaio inox. Tra i

diametri disponibili sul mercato si sceglie una tubazione in rame 54 x 1.5 mm,

ovvero che possiede un diametro interno di 0.051 m e porta ad una velocità di 0.68

m/s.

Gli isolanti applicabili a circuiti solari devono essere resistenti a raggi UV, acqua ed

azioni meccaniche esterne e devono sopportare temperature fino a 100°C-150°C.

Si sceglie il poliuretano espanso rivestito di un sottile strato protettivo di alluminio,

con una conducibilità di 0.04 W/mK.

Considerando le disposizioni del regolamento cileno per sistemi solari presenti nella

legge 20.365, la tubazione considerata deve possedere uno spessore minimo di

isolamento pari a 54 mm [32]. Si ritiene accettabile quindi uno spessore di 60 mm. Il

calcolo del coefficiente globale di scambio termico riferito alla superficie esterna

della tubazione sarà:

𝑈 = (1

𝑕𝑖∗

𝐷𝑜𝑢𝑡

𝐷𝑖+

𝐷𝑜𝑢𝑡

𝑘𝑟𝑎𝑚𝑒∗ ln

𝐷𝑒

𝐷𝑖 +

𝐷𝑜𝑢𝑡

𝑘𝑖𝑠𝑜𝑙𝑎𝑛𝑡𝑒∗ ln

𝐷𝑜𝑢𝑡

𝐷𝑒 +

1

𝑕𝑜𝑢𝑡)−1

[5.32]

Tabella 5.4. Geometria tubazione e conducibilità dei materiali

Figura 5.14. Schematizzazione della della sezione della tubazione del circuito solare

primario.

Considerando che lo scambio convettivo interno al tubo sia elevato e quindi il suo

termine trascurabile, ed ipotizzando una convezione esterna di 10 W/m²K si ottiene

un valore di:

U = 0.38 W/m²K

L'effetto delle perdite termiche può essere tenuto in considerazione modificando i

coefficienti di rendimento dei collettori attraverso l'introduzione di fattori di

correzione proposti da Beckman (1978). I nuovi parametri saranno:

Di [m] 0.051

De [m] 0.054

s [m] 0.06

Krame [W/mK] 390

Kisolante [W/mK] 0.04


82

η'= η*F1 [5.33] a1'=a1*F2 [5.34]

dove:

𝐹1 =1

1+𝑈∗𝐴𝑜𝑚∗𝑐𝑝

= 0.9977 [5.35]

𝐹2 =1−

𝑈∗𝐴𝑖𝑚∗𝑐𝑝

+𝑈∗(𝐴𝑖+𝐴𝑜)

𝐴𝑐∗𝑎1

1+𝑈∗𝐴𝑜𝑚∗𝑐𝑝

= 1.0438 [5.36]

𝐴𝑖 [m²]: superficie esterna tubazione a monte dei collettori = 19.12 m²

𝐴𝑜 [m²]: superficie esterna tubazione a valle dei collettori = 33.87 m²

𝑚 ∗ 𝑐𝑝 [W/K]: capacità termica del fluido solare = 5556 W/K

𝐴𝑐 [m²]: area apertura collettori = 104.5 m²

Ottenendo come coefficienti finali di rendimento:

η' = 0.849 a1' = 4.213 W/m²K

5.3.5 ELEMENTI DI SICUREZZA

Vaso d'espansione

È un elemento di sicurezza che deve contenere le dilatazioni del fluido solare nel

circuito ed il vapore che può formarsi in caso di surriscaldamento, in modo da evitare

danneggiamenti o perdite verso l'esterno.

Per proteggere le membrane va installato sul ritorno del circuito solare con il tubo di

collegamento rivolto verso il basso e senza isolamento termico.

Considerando il volume utile di espansione come la somma del liquido contenuto nei

colletori e la dilatazione del liquido nelle tubazioni del circuito primario si può

calcolare il volume nominale del vaso di espansione:

𝑉𝑛 = 𝑉𝑐𝑖𝑟𝑐 ∗ 𝑒 + 𝑉𝑐𝑜𝑙𝑙 ∗ 𝑘 ∗𝑃𝑓 + 1

𝑃𝑓 − 𝑃𝑖= 153 𝑙

Vcirc [l]: volume liquido nelle tubazioni = 204 l

e: coefficiente di dilatazione della miscela acqua glicole = 0.07

Vcoll [l]: volume liquido nei collettori = 71.5 l

k: coefficiente di sicurezza = 1.1

Pf [bar]: pressione finale = 5.5 bar


83

Pi [bar]: pressione iniziale = 1.5 bar

Valvola di sicurezza

Si tratta di una valvola che rilascia verso l'esterno parte della miscela antigelo se la

pressione nel circuito supera un certo valore massimo, considerato pari a 6 bar. La

miscela eventualmente espulsa dalla valvola deve essere raccolta in un apposito

contenitore.

Valvola di sfiato

Sono valvole normalmente chiuse da rubinetti di intercettazione posizionate nelle

parti alte del circuito e dove possono formarsi sacche d'aria. Hanno la funzione di

eliminare l'aria in fase di riempimento e di avvio dell'impianto.

Valvole di ritegno

Servono ad evitare le circolazioni parassite naturali presenti quando l'impianto solare

è fermo per periodi di scarsa insolazione o di notte che portano alla dissipazione di

calore presente nell'accumulo. Dato il loro basso costo è preferibile inserire questo

tipo di valvole sia su circuito di mandata che circuito di ritorno.

Disaeratore

E' un dispositivo in grado di garantire una buona disaerazione del circuito solare

anche in fase di funzionamento. Va installato sul ritorno del circuito solare in una

zona dove non può formarsi vapore.

5.3.6 RIASSUNTO SCELTE CAMPO SOLARE

I ragionamenti effettuati hanno portato alla scelta di un campo solare composto da 50

collettori piani disposti in cinque file parallele, collegato all'accumulo attraverso uno

scambiatore a piastre di 3.8 m² con una efficienza di 0.7.

Tenendo conto delle perdite termiche nelle tubazioni le prestazioni dell'impianto

nell'arco dell'anno sono riassunte nella tabella 5.5.

Tabella 5.5. Prestazioni energetiche di tipo termico dell'impianto scelto

Qsol [GJ] 217.5

Qcald [GJ] 217.3

Qh [GJ] 383

Qch [GJ] 278.1

f annuale 0.5003

COP th 0.7261


84

Il COP termico assume un valore più alto del valore nominale poichè in seguito alla

strategia di controllo adottata la macchina si trova ad operare ad una temperatura

media di alimentazione leggermente inferiore a quella nominale, il che porta ad un

piccolo aumento del rendimento.

In allegato si riporta lo schema di impianto completo di dispositivi di sicurezza,

principali elementi idraulici e sonde di temperatura necessarie ai controlli.

6

ANALISI DEI CONSUMI ELETTRICI

Le scelte impiantistiche e le ottimizzazioni svolte hanno permesso di dimensionare il

campo solare, simulare il comportamento del sistema e riassumerlo attraverso i

parametri di energia frigorifera prodotta e frazione solare.

Tuttavia il risultato più significativo che valuti la reale utilità del progetto è il calcolo

dell'effettivo risparmio di energia elettrica introdotto. Diventa quindi necessario il

calcolo dei consumi elettrici associati a tutti i componenti introdotti da sintetizzare

infine attraverso la presentazione di un COP elettrico.

I consumi possono essere raggruppati in energia assorbita dalle pompe di

circolazione, energia assorbita dalla ventola della torre evaporativa e consumi interni

del chiller.

6.1 POMPE DI CIRCOLAZIONE

Le pompe di circolazione devono vincere le perdite di carico presenti nel circuito e

garantire le portate richieste. Le perdite di carico possono essere suddivise in lineari

e concentrate.

6.1.1 PERDITE LINEARI

Sono perdite che si manifestano lungo i tratti lineari dei condotti a causa dell'attrito

tra fluido e parete interna della tubazione. Si possono esprimere riferite all'unità di

lunghezza della tubazione:

Cap.6 - Analisi dei consumi elettrici 86

86

𝑟 = 𝐹𝑎 ∗1

𝐷𝑖∗ 𝜌 ∗

𝑣2

2 [6.1]

r [Pa/m]: perdita di carico continua unitaria

𝐹𝑎 : fattore di attrito dipendente da regime di moto e rugosità del tubo

𝐷𝑖 [m]: diametro interno del tubo ρ [kg/m³]: densità del fluido

v [m/s]: velocità media del fluido

In regime turbolento il coefficiente di attrito per tubi a bassa rugosità può essere

approssimato con:

𝐹𝑎 = 0.316 ∗ 𝑅𝑒−0.25 [6.2]

Re: numero di Reynolds, se >2500 il flusso è turbolento. Ipotesi sempre verificata

nei condotti considerati.

Le perdite di carico continue lungo l'ntera lunghezza della tubazione (L) saranno

quindi:

∆𝑃 = 𝑟 ∗ 𝐿 [6.3]

Considerando tutti i circuiti, ipotizzando velocità contenute e lunghezze ragionevoli

delle tubazioni, si ottengono i risultati riportati in tabella 6.1.

Tabella 6.1. Calcolo perdite di carico distribuite

Caldaia

velocità

[m/s]

portata

[kg/s]

T

rif

[°C]

densità

[kg/m³]

Di

[m]

L

[m] ν [m²/s]

r

[Pa/m] ΔP [Pa]

Solare primario 0.68 1.368 80 986 0.051 100 6.90E-07 94.37 9438

Solare

secondario 0.7 1.368 80 972 0.051 10 3.90E-07 85.65 857

Caldaia 0.7 1.389 80 972 0.051 10 3.90E-07 84.83 848

Alimentazione

chiller 0.7 1.2 80 972 0.047 10 3.90E-07 92.95 930

Raffreddamento

chiller 0.7 2.55 30 996 0.068 10 8.00E-07 72.26 723

Refrigerazione

chiller 0.7 0.923 10 1000 0.041 10 1.30E-06 154.98 1550


87

6.1.2 PERDITE LOCALIZZATE

Sono perdite dovute alla presenza di pezzi speciali che fanno variare la direzione o la

sezione di passaggio del fluido. Esistono differenti metodi che permettono di

valutarle, in questo caso viene scelto il metodo diretto che utilizza dei coefficienti

che dipendono dalla forma e dalle dimensioni dei pezzi speciali:

𝑧 = 휀 ∗ 𝜌 ∗𝑣2

2 [6.4]

z [Pa]: perdite di carico localizzate

휀: coefficiente di perdita localizzata di un singolo componente

ρ [kg/m³]: densità del fluido

v [m/s]: velocità del fluido

Tabella 6.2. Coefficienti perdite localizzate. Da 'Quaderni Caleffi - Le reti di distribuzione'

Componente ε

Valvola intercettazione 7

Valvola di ritegno 1

Valvola a sfera 0.1

Confluenza a squadra 3

Diramazione a squadra 3

Curva 90° 1

Curva 30° 0.2

Allargamento sezione 1

Restringimento sezione 0.5

Valvola a tre vie 8

Tabella 6.3. Calcolo perdite di carico concentrate

Circuito Σε v [m/s] ρ [kg/m³] ΔP [Pa]

Solare primario 33 0.68 986 7523

Solare secondario 18 0.7 972 4287

Caldaia 16 0.7 972 3810

Alimentazione chiller 29 0.7 972 6906

Raffreddamento chiller 27 0.7 996 6589

Refrigerazione chiller 18 0.7 1000 4410

Sono da aggiungere inoltre le perdite relative a componenti specifici indicate dai

costruttori dei prodotti considerati, che vanno aggiunte al relativo circuito di

appartenenza.


88

Il circuito solare primario presenta:

Perdite collettori: 23000 Pa

Perdita scambiatore lato caldo calcolate secondo il metodo utilizzato nel

dimensionamento (Equazione 5.29) = 16679 Pa

Perdita disaeratore = 1000 Pa

Il circuito solare secondario:

Perdita scambiatore lato freddo (Equazione 5.29) : 14244 Pa

Il circuito caldaia:

Perdita generale ipotizzata: 3 m.c.a. = 29418 Pa

Il circuito di alimentazione al chiller:

Perdita al generatore = 77000 Pa

Il circuito di raffreddamento al chiller:

Perdita al condensatore e assorbitore = 38300 Pa

Perdita agli ugelli della torre = 30000 Pa

Prevalenza geodetica fornita dalla pompa = 1.5 m.c.a. = 14709 Pa

Il circuito refrigerato:

Perdita all'evaporatore = 52600 Pa

6.1.3 POTENZA POMPE

Calcolato il salto di pressione che la pompa deve garantire al fluido, si può dedurre la

potenza elettrica assorbita dalla pompa ipotizzando un rendimento idraulico globale

riassuntivo di tutte le perdite:

𝑃𝑝𝑜𝑚𝑝𝑎 =∆𝑃𝑡𝑜𝑡 ∗𝑄

𝜂 [6.5]

𝑃𝑝𝑜𝑚𝑝𝑎 [W]: è la potenza della pompa

∆𝑃𝑡𝑜𝑡 [Pa]: è la somma delle perdite di carico nel circuito

Q [m³/s]: è la portata volumetrica nel circuito

η : è il rendimento della pompa = 0.5


89

Tabella 6.4. Calcolo perdite di carico totali e potenza della pompa.

Circuito ΔP totale [Pa] Q [m³/s] Ppompa [W]

Solare primario 57640 0.001387 160

Solare secondario 19387 0.001407 55

Caldaia 34077 0.001429 97

Alimentazione chiller 84836 0.001235 209

Raffreddamento chiller 90320 0.002560 462

Refrigerazione chiller 58560 0.000923 108

6.2 TORRE EVAPORATIVA

Il consumo elettrico del ventilatore può essere considerato dipendente da due fattori

principali: la potenza meccanica richiesta all'albero per movimentare la portata d'aria

richiesta e l'insieme delle perdite elettriche a monte della ventola.

Vengono utilizzati come riferimento per i rendimenti elettrici i motori asincroni

trifase MGM presentati nella tabella 6.5, nello specifico il motore a singola polarità

per la regolazione a singola velocità e quella con VFD, il motore a doppia polarità

per la regolazione a due velocità.

Tabella 6.5. Caratteristiche motori elettrici considerati

Motore Numero poli Pmec nominale [kW] η el nominale

BA 71 C4 4 poli 0.55 0.69

BADA 90 SA4/6 4 poli 0.55 0.64

6 poli 0.37 0.59

6.2.1 REGOLAZIONE A SINGOLA VELOCITA'

La potenza richiesta dalla ventola è costante in quanto dipendente dalla velocità di

rotazione della ventola, ed uguale al valore di targa dato dal costruttore della torre

(0.55 kW). Utilizzando il rendimento del motore elettrico si ottiene la potenza

elettrica assorbita dal motore:

𝑃𝑒𝑙 =𝑃𝑚𝑒𝑐𝑐

𝜂𝑒𝑙 𝑛𝑜𝑚= 0.797 𝑘𝑊 [6.6]

La mancanza di regolazione porta all'assorbimento di questa potenza ogni qual volta

si accenda la torre, e comparandola con i valori delle pompe già calcolati si nota

quanto sia nettamente la più elevata.


90

6.2.2 REGOLAZIONE A DOPPIA VELOCITA'

L'introduzione del motore a doppia polarita come si è visto permette di poter

scegliere tra due velocità di rotazione della ventola a seconda della necessità di

raffreddamento. Il motore scelto permette di ridurre di un terzo la velocità di

rotazione.

Per quanto riguarda la potenza meccanica necessaria seguendo le leggi dei

ventilatori:

𝑃2 = 𝑃1 ∗ 𝑛2

𝑛1

3

= 0.163 𝑘𝑊 [6.7]

P2 [kW]: potenza meccanica necessaria a velocità ridotta

P1 [kW]: potenza meccanica necessaria a piena velocità = 0.55 kW

n2/n1 : rapporto fra le velocità di rotazione = 0.667

Nel funzionamento a velocità ridotta (6 poli) il motore si troverà quindi a lavorare in

presenza di un carico (P2) di circa la metà rispetto alla capacità nominale.

Nei motori asincroni le perdite sono sia di natura fissa, ovvero indipendenti dalla

condizione di funzionamento specifica, che variabile, dipendenti dalle correnti

circolanti nel rotore e nello statore e quindi dal carico applicato. La diminuzione del

carico rispetto alle condizioni nominali di conseguenza porta ad una diminuzione del

rendimento elettrico della macchina a causa del maggior peso delle perdite fisse.

Nel caso di motori di piccola taglia e nella situazione descritta per tenere in

considerazione questo fenomeno il rendimento totale deve includere un rendimento

che consideri il funzionamento a carico parziale [23]:

𝑃𝑒𝑙 =𝑃𝑚𝑒𝑐

𝜂𝑒𝑙 𝑛𝑜𝑚 ∗𝜂𝑐𝑎𝑟𝑖𝑐𝑜 𝑝𝑎𝑟𝑧𝑖𝑎𝑙𝑒 [6.8]

Tabella 6.6. Rendimenti e potenza elettrica assorbita nel motore a doppia polarità

polarità

Pmec

[kW] η el nom

η carico

parziale Pel [kW]

4 poli 0.55 0.64 1 0.859

6 poli 0.163 0.59 0.8 0.345

Risulta evidente come si riduca notevolmente la potenza assorbita quando si opera a

velocità ridotta.


91

6.2.3 REGOLAZIONE CONTINUA

Adoperando un regolatore VFD i benefici ottenuti con la regolazione a due velocità

vengono ancor più accentuati, potendo erogare costantemente la potenza realmente

necessaria al raffreddamento della corrente d'acqua.

Dal punto di vista della potenza meccanica richiesta si è visto che si ha una

diminuzione che va con il cubo della velocità.

L'introduzione del regolatore di frequenza d'altra parte introduce un nuovo

rendimento che deve considerare le sue perdite [27].

Alcuni studi hanno affermato che in media il rendimento del motore a carico

variabile regolato tramite variazione di frequenza è lo stesso del motore alimentato

con le condizioni nominali [36]. Di conseguenza si può considerare lo stesso

rendimento a carico parziale considerato in precedenza [23].

Vengono trascurati in questa trattazione gli eventuali consumi elettrici di sistemi di

raffreddamento del motore aggiuntivi, a volte necessari a smalitre il maggior calore

disperso.

La potenza elettrica finale quindi è così calcolata:

𝑃𝑒𝑙 =𝑃𝑚𝑒𝑐

𝜂𝑒𝑙 𝑛𝑜𝑚 ∗𝜂𝑐𝑎𝑟𝑖𝑐𝑜 𝑝𝑎𝑟𝑧𝑖𝑎𝑙𝑒 ∗𝜂𝑉𝐹𝐷 [6.9]

Considerando i valori tipici per motori di questa taglia si ottengono gli andamenti

mostrati in figura.

Figura 6.1. Andamento dei rendimenti elettrici al diminuire della velocità della ventola e

quindi del carico applicato.

Si osserva che il rendimento elettrico totale assume un valore molto basso. Questo

valore è bene ricordare che sarebbe molto più alto con motori di taglia superiore

grazie al miglioramento di tutti e tre i rendimenti che lo compongono.

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1

ren

dim

ento

ele

ttri

co

frazione velocità ventola

η VFD

η elettrico totale

η carico parziale


92

6.3 CONSUMI INTERNI DEL CHILLER

Il frigorifero ad assorbimento assorbe una certa quantità di energia elettrica per

alimentare la pompa di circolazione interna. Tuttavia dalla scheda tecnica si nota che

il consumo è limitato:

Pint = 0.048 kW

6.4 ANALISI DEI CONSUMI TOTALI

Alla luce delle considerazioni fatte si può simulare l'impianto con le tre diverse

strategie di controllo e valutarne le differenze.

Per includere gli effetti associati ai tempi di accensione della macchina frigorifera si

considera ragionevole un intervallo di 15 minuti di transitorio, sulla base di

osservazioni sperimentali e modelli matematici [33], [34], [30]. Si ipotizza che

durante questo intervallo di tempo tutti gli ausiliari siano in funzione senza una

tangibile produzione frigorifera; a fine giornata quando il chiller viene spento si

taglia l'alimentazione calda, mentre si lasciano funzionare tutti gli altri circuiti

portando alla produzione dell'energia frigorifera non considerata durante

l'accensione. Questo artificio quindi porta ad amentare di 15 minuti giornalieri i

consumi delle pompe di raffreddamento e di refrigerazione, della ventola e dei

consumi interni, considerando ai fini della produzione di effetto utile una completa

restituzione allo spegnimento del calore assorbito in accensione. Questa

approssimazione è considerata ragionevole in quanto il funzionamento della

macchina prevede un singolo ciclo di on-off giornaliero.

Considerando 15 minuti di transitorio giornalieri durante i 350 giorni annui di

funzionamento rispetto alla somma delle ore di accensione del chiller (4188 ore), si

calcola che rappresentano il 2%. Di conseguenza i consumi degli ausiliari indicati

verranno aumentati di questo fattore.

I risultati sono riassunti in figura 6.2.

Figura 6.2. Energia frigorifera prodotta, frazione solare e COP elettrico annuali al variare

della logica di controllo della ventola.


93

Le produzioni frigorifere e le frazioni solari risultano poco influenzate dalla scelta

del sistema di raffreddamento, con variazioni percentuali rispettivamente del 1-2% e

del 2-4%.

Il COP elettrico invece risulta molto differente: rispetto alla soluzione più

energivora, ovvero quella a singola velocità, le restanti due configurazioni portano ad

un miglioramento del 20% per la soluzione a doppia velocità e del 13% per la

soluzione con regolazione variabile.

Questo aumento del rendimento elettrico è ovviamente dovuto alla diminuzione dei

consumi dovuti alla torre evaporativa grazie alla differente logica di controllo. Come

si evidenzia in figura 6.3 l'energia assorbita dal ventilatore passa dal rappresentare il

40% dei consumi della soluzione a singola a circa il 27% nella soluzione a doppia

velocità. A differenza di quanto si poteva immaginare inizialmente, la soluzione con

inverter porta ad una piccola diminuzione dei consumi, a causa dei bassi rendimenti

elettrici per una taglia così piccola.

La soluzione migliore per il sistema proposto quindi rimane il motore a doppia

velocità poichè riesce a minimizzare i consumi elettrici con una produzione

frigorifera ed una frazione solare pressochè invariata.

Figura 6.3. Ripartizione dei consumi elettrici dell'impianto al variare della logica di

controllo della ventola. Valori in GJ annui.

Con l'adozione del motore a doppia velocità la voci di consumo elettrico più alte

risultano essere la pompa di circolazione del circuito di raffreddamento, la già

analizzata ventola della torre e la pompa di alimentazione al chiller (Tabella 6.7).


94

Per quanto riguarda le due pompe citate, l'energia elettrica assorbita non può essere

limitata tramite una opportuna strategia di controllo come fatto per la torre di

raffreddamento: le portate in gioco risultano essere fissate molto rigidamente dal

chiller e le perdite di carico sono anch'esse scarsamente riducibili.

Le uniche pompe sulle quali si potrebbe pensare ad un controllo variabile o a doppia

velocità atto a diminuire i consumi sono le due pompe dei circuiti solari e la pompa

del circuito della caldaia. Tuttavia i tre elementi citati ricoprono insieme appena

l'11% dei consumi e quindi appare poco logica una complicazione impiantistica

verso questa direzione.

Tabella 6.7. Consumi elettrici dei singoli componenti, energia frigorifera prodotta e COP

elettrico per l'impianto con regolazione a due velocità.

.Voce consumo kWh annuali %

Ventilatore 1525.0 27 Pompa alimentazione chiller (H) 887.9 16

Pompa refrigerazione chiller (CH) 461.4 8 Pompa raffreddamento chiller (COO) 1973.6 35

Pompa circuito solare primario (SOL1) 295.0 5 Pompa circuito solare secondario (SOL2) 101.4 2 Pompa caldaia 216.4 4 Consumi interni chiller 205.0 4 Totale consumi elettrici 5665.6

Energia frigorifera prodotta [kWh] 77241.7 COP elettrico 13.63

6.5 ANALISI E CONSIDERAZIONI

6.5.1 RIDUZIONE DEL CONSUMO DI ENERGIA ELETTRICA

E DELL'EMISSIONE DI ANIDRIDE CARBONICA

L'introduzione del chiller ad assorbimento permette di diminuire l'energia frigorifera

richiesta al sistema a compressione esistente portando ad una diminuzione dei

consumi elettrici. L'effettivo risparmio di energia elettrica è dato:

𝐸𝑒𝑙 𝑟𝑖𝑠𝑝 =𝑄𝑐𝑕

𝐶𝑂𝑃𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛𝑒 [6.10]

Il coefficiente di rendimento del ciclo a compressione può essere ipotizzato pari ad

un valore medio di 3.


95

L'energia elettrica risparmiata porta ad una riduzione delle emissioni di anidride

carbonica collegate alla sua produzione. A livello nazionale in Cile si può

considerare una emissione di 441 g CO2/ kWhel [37].

A parità di energia frigorifera prodotta il sistema proposto permette di ridurre del

78% il consumo di elettricità e quindi le emissioni ad essa associate.

Tabella 6.8. Consumi elettrici ed emissioni di anidride carbonica annui dell'impianto studiato

rispetto alla configurazione esistente.

Ciclo ad

assorbimento

Ciclo a compressione

esistente

Energia frigorifera [kWhth] 77242 77242

COPel 13.63 3

Consumo elettrico [kWhel] 5666 25747

Consumo elettrico specifico [kWhel/kWhth] 0.073 0.333

Emissioni CO2 [kgCO2] 2499 11355

Emissioni CO2 specifiche [kgCO2/kWhth] 0.032 0.147

6.5.2 VALUTAZIONI ECONOMICHE

Si può tradurre il risparmio di elettricità in risparmio economico nell'arco della vita

utile assunta di 20 anni introducendo opportuni coefficienti di interesse (r = 0.049

[38]) e di inflazione (i = 0.03 [39]). La tariffa elettrica applicata alla vigna dal

gestore CGE (Tariffa AT4) è pari a 0.07 Euro/kWh [40]. Il valore attualizzato della

somma dei risparmi di elettricità PV è:

𝑃𝑉 = 𝐶𝑠𝑎𝑣𝑒𝑑 ∗ 1+𝑑 𝑁−1

𝑑∗ 1+𝑑 𝑁≅ 24000 𝐸𝑢𝑟𝑜 [6.11]

Csaved [Euro]: risparmio economico annuale di elettricità = 1446 Euro

d: tasso di interesse reale = (r-i)/(1+i) = 0.0185

N [anni]: durata della vita utile dell'impianto = 20 anni

Considerando i soli costi di investimento delle due voci più importanti, ovvero

chiller ad assorbimento (21000 Euro) e collettori solari (25350 Euro), appare

evidente la non convenienza del progetto dal punto di vista strettamente economico

in assenza di un incentivo esterno.

Tuttavia una diminuzione del costo dei collettori e la applicazione ad un impianto ex

novo nel quale andrebbe comunque valutato l'investimento relativo ad un chiller

potrebbero rendere appetibile anche economicamente la soluzione presentata.


96

6.5.3 CONSUMO DI BIOMASSA

Il contributo solare alla domanda termica di alimentazione del chiller è leggermente

superiore al 50%. La restante parte viene fornita dalla combustione della biomassa

ricavata dalle azioni di potatura delle viti, per una quantità annuale utile di 60354

kWh.

Considerando il potere calorifico di questo tipo di residui vegetali presentate nel

capitolo 3 ed ipotizzando un rendimento di caldaia pari a 0.9, la quantità di biomassa

secca bruciata per ricavare il calore necessario è:

𝑚𝑏𝑖𝑜 =𝑄𝑐𝑎𝑙𝑑

𝑃𝐶𝐼𝑏𝑖𝑜 ∗𝜂𝑐𝑎𝑙𝑑= 13.4 𝑡 [6.12]

Questo valore rappresenta circa il 13% della massima quantità ricavabile in via

teorica dalla superficie coltivata, lasciando quindi un ampio margine di utilizzo nel

caso in cui venga riprodotto in scala maggiore un impianto simile.

6.5.4 CONFRONTO CON IL FOTOVOLTAICO

Il confronto più diretto con un altro sistema che produca lo stesso beneficio

ambientale attraverso l'utilizzo della fonte solare può essere fatto con un impianto

fotovoltaico. Ipotizzando di avere la possibilità di introdurre un campo fotovoltaico

con una valorizzazione dell'energia del tipo 'scambio sul posto' si può calcolare la

potenza da installare in modo da avere una produzione elettrica annua pari all'energia

risparmiata dal sistema ad assorbimento proposto.

Si considera come riferimento un pannello Lg Mono X LG280S1C-B3 ed un inverter

con rendimento del 98%. Simulando il comportamento con le condizioni

metereologiche e di radiazione del luogo in questione si osserva che sia in termini di

superficie di pannelli che in termini di costo di investimento si ottengono valori più

bassi rispetto ai collettori termici.

Queste prestazioni del sistema fotovoltaico tuttavia sono dipendenti dalla possibilità

di collegarsi alla rete e bilanciare così surplus o carenze di energia elettrica. Nel caso

in cui questo non fosse possibile bisognerebbe introdurre sistemi di accumulo con

conseguente aumento dei costi e riduzione dell'efficienza.

Tabella 6.9. Caratteristiche del campo fotovoltaico equivalente necessario alla produzione

della elettricità risparmiata dal sistema proposto.

Numero pannelli 38 Potenza nominale [kW] 10.64 Energia elettrica prodotta [kWhel] 20127

Area [m2] 62.32 Costo [Euro] 9626.667

CONCLUSIONI

Lo studio svolto ha portato alla definizione dell'impianto ottimale da applicare al

caso di studio analizzato con l'obiettivo di produrre energia frigorifera utilizzando le

fonti rinnovabili disponibili: sole e biomassa.

Partendo dalle considerazioni sulla domanda energetica frigorifera si è scelto il

chiller ad Acqua/Bromuro di litio e lo schema di impianto ad esso collegato tenendo

in considerazione i vincoli della macchine, gli elementi già presenti nell'impianto e

gli obiettivi energetici preposti.

Secondo una analisi tecnico economica la tecnologia solare più adatta è risultata

essere quella dei collettori piani, i quali richiedono si una superficie lorda di circa il

50% maggiore rispetto ai collettori sottovuoto, ma anche un costo del 40% inferiore

rispetto alla stessa tecnologia concorrente, considerando il tutto a parità di effetto

utile. La superficie lorda dei 50 collettori solari impiegati è di 120 m2, sufficienti a

garantire la metà dell'energia di alimentazione richiesta dal chiller, con un fattore

specifico rispetto alla potenza frigorifera nominale installata di 6.8 m2/kWfreddo.

La frazione energetica rimanente è garantita dalla combustione di 13.4 t di biomassa,

rappresentanti il 13% della disponibilità teorica di materiale ricavabile dalla potatura

delle piante presenti nella vigna.

L'altro risultato rilevante riguarda la scelta della logica di controllo della ventola

della torre evaporativa più adatta a minimizzare i consumi elettrici dell'impianto e

massimizzare di conseguenza il COP elettrico. Si è visto come l'adozione di un

motore a doppia polarita riduca del 40% i consumi elettrici relativi alla ventola

rispetto al motore a singola velocità, nel quale l'energia assorbita da questo

componente rappresenta la voce più importante. Meno efficiente invece è risultata

essere la regolazione a frequenza variabile tramite un inverter, la quale presenta bassi

rendimenti elettrici a causa della piccola taglia del motore (0.55 kW).

I benefici ambientali della soluzione proposta rispetto ad un classico ciclo a

compressione sono evidenti: grazie ad un COP elettrico di 13.6 l'impianto porta alla

riduzione del 78% dei consumi elettrici e quindi delle emissioni di anidride carbonica

a parità di energia frigorifera prodotta.

Da un punto di vista economico tuttavia questo tipo di tecnologia è ancora

sconveniente rispetto alle soluzioni tradizionali e rispetto a sistemi rinnovabili

utilizzanti fotovoltaico connesso ad una rete elettrica.

98

98

Una eventuale riproduzione su scala maggiore porterebbe ad una diminuzione dei

costi di investimento specifici del frigorifero ad assorbimento e ad un probabile

aumento del COP elettrico nel momento in cui diventi conveniente l'utilizzo di un

sistema VFD a controllo della torre evaporativa.

99

99

BIBLIOGRAFIA

[1] K.Herold, R.Radermacher, S.Klein, 'Absorption chillers and heat pumps', CRC

PRESS, 1996

[2] J.Duffie, W.Beckman, 'Solar engineering of thermal processes', John Wiley &

Sons, Inc. , 2006

[3] S.Kalogirou 'Solar energy engineering processes and systems', Academic Press

Elsevier, 2009

[4] M.Smyth, J.Russel, T.Milanowski, 'Solar energy in the winemaking industry',

Springer, 2011

[5] G.Lorenzini, C.Biserni, G.Flacco, 'Solar Thermal and biomass energy', WIT

Press, 2010

[6] J.Holman, 'Transferencia de calor', McGraw Hill Book Company, Inc., 1999

[7] M.Becker, M.Helm, C.Schweigler, ‘D-A2: Collection of selected systems

schemes’, SHC Solar heating & coolingprogramme - task 38, Solar Air-

Conditioning and Refrigeration, 2009

[8] M.Krause, RGhirlando, 'C1:State of the art – Survey on new solar cooling

developments’, SHC Solar heating&coolingprogramme- task 38, Solar Air-

Conditioning and Refrigeration, 2010

[9] Trnsys 16, Solar Energy Laboratory, University of Wisconsin-Madison, 2007

[10] Thermac, dati tecnici

[11] Yazaki Energy Systems, Inc., dati tecnici, www.yazakienergy.com

[12] BBT Thermotechnik GmbH, Buderus, dati tecnici, www.buderus.de

[13] Sociedad vinícola Miguel Torres S.A, www.migueltorres.cl

[14] U.S. Energy Information Administration. 'International Energy Outlook

2013

[15] DICTUC SOLAR S.A. , Pontificia Universidad Católica de Chile

[16] OIV - International Organisation of Vine and Wine, Intergovernmental

Organisation, 'Statistical report on world vitiviniculture', 2013

[17] P.Della Rosa, 'L'ABC del vino', Magazzini Salani, 2011

[18] M.Mozell, L.Thach, 'The impact of climate of climate change on the global

wine industry: Challenges & solutions', UniCeSV, University of Florence,

Elsevier, 2014

[19] U.S. Energy Information Administration. 'International Energy Outlook

2014

[20] M.Aprile, 'Ingegneria dei processi solari termici' appunti del corso, 2012

[21] L.Molinaroli, 'Produzione di energia termica e frigorifera', appunti del corso,

2012

[22] L.Rubini, G.Habib, M.Lavra, 'Tecnologie solari a concentrazione - Produzione

di calore a media temperatura', ISES Italia, 2011

100

100

[23] U.S. Department of Energy, Energy Efficiency & Renewable Energy, 'Premium

efficiency motor selection and application guide - A handbook for industry',

2014

[24] MGM motori, dati tecnici, www.gmmsrl.it

[25] Simone Bologni, 'Sviluppo e analisi di un innovativo impianto di refrigerazione

solare per una cantina vinicola nell'area mediterranea'

[26] SPX Cooling Technologies, 'Cooling tower energy and its management',

technical report, 1982

[27] U.S. Department of Energy's industrial technologies program, 'Motor tip sheet

no. 12: use adjustable speed drive part-load efficiency when determining

energy saving, 2005

[28] J.Braun, 'Methodologies for the design and control of central cooling plants',

Thesis work, doctor of philosophy (Mechanical Engineering) University of

Wisconsin-Madison, 1988

[29] P.Kohlenbach, 'Solar cooling with absorption chiller: control strategies and

transient chiller performance', thesis work, Technischen Universitat Berlin,

2006

[30] P.Kolenbach, F.Ziegler, 'A dynamic simulation model for transient absorption

chiller performance. Part II: numerical results and experimental verification',

International journal of refrigeration 33, 2008

[31] R.K.Sinnot, 'Chemical engineering design' volume 6, J.Coulson, F.Richardson's

chemical engineering, Elsevier Butterworth-Heinemann, 2005

[32] Gobierno de Chile, Ministerio de hacienda, subsecretaria de hacienda, 'aprueba

reglamento de la ley 20.365, que establece franquicia tributaria respecto de

sistemas solares termicos'

[33] H.Matsushima, T.Fujii, T.Komatsu, A.Nishiguchi, 'Dynamic simulation

program with object-oriented formulation for absorption chillers (modelling,

verification, and application to triple-effect absorption chiller', International

journal of refrigeration 33, 2010

[34] York, single effect absorption chiller Millennium, dati tecnici

[35] H. Henning, J. Doll, 'Solar systems for heating and cooling of buildings', Energy

Procedia 30, SHC, 2012

[36] C.Burt, X. Piao, F. Gaudi, B. Busch, N. Taufik, 'Electric motor efficiency under

variable frequencies and loads', ITRC Report No. R 06-004, 2006

[37] IEA Statistics, 'CO2 emissions from fuel combustion', 2013

[38] Banco de Chile, www.tradingeconomics.com/chile/interest-rate, 1995-2014

[39] www.datosmacro.com/ipc-paises/chile, 2013

[40] CGE distribucion S.A., tarifas de suministro electrico octubre 2014

[41] www.cantinasanmatteo.com/?page_id=35

APPENDICE

DATI DI FUNZIONAMENTO DEI

COMPONENTI SIMULATI

Data sheet torre evaporativa

I punti di funzionamento della torre evaporativa 4TE7.5 sono ricavati dai dati tecnici

forniti dal costruttore Thermac. L'utilizzo di questa tabella permette di simulare il

comportamento del componente con il type 51 di Trnsys al variare delle condizioni

operative e delle condizioni ambientali.

V aria [m^3/s] Tbs in [°C] Tbu in [°C] m w [kg/h] Tw in [°C] Tw out [°C]

4000 34 24 10863 37 33 4000 32 22 11817 37 33 4000 30 20 12908 37 33 4000 34 24 8817 37 32 4000 32 22 9499 37 32 4000 30 20 10126 37 32 4000 34 24 6908 37 31 4000 32 22 7727 37 31 4000 30 20 8326 37 31 4000 34 24 9035 35 31 4000 32 22 10317 35 31 4000 30 20 11053 35 31 4000 34 24 6690 35 30 4000 32 22 8136 35 30 4000 30 20 8817 35 30 4000 34 24 5327 35 29 4000 32 22 6363 35 29 4000 30 20 7127 35 29 4000 34 24 6636 33 29 4000 32 22 8545 33 29 4000 30 20 9499 33 29 4000 34 24 4945 33 28 4000 32 22 6227 33 28 4000 30 20 7317 33 28 4000 34 24 3418 33 27 4000 32 22 4781 33 27 4000 30 20 5763 33 27

Curve di rendimento chiller ad assorbimento

Il file esterno letto dal chiller ad assorbimento presenta la seguente struttura iniziale.

Per ogni combinazione possibile di queste quattro variabili vengono fornite le

frazioni della capacità frigorifera e della potenza assorbita al generatore rispetto alle

condizioni nominali.

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

!Fraction of Design Load

7 7.5

!Chilled Water Setpoint (°C)

25 27 29 31 32

!Entering Cooling Water Temperature (°C)

70 75 80 85 90 95

!Inlet Hot Water Temperature (°C)

I valori vengono ottenuti dalle curve ricavate dal funzionamento del chiller WFC-

SC5 indicato dal costruttore Yazaki. Si riportano le curve con la temperatura di

setpoint utilizzata nella simulazione pari a 7°C, parametrizzate al variare della

temperatura di ingresso del flusso di raffreddamento.

0

5

10

15

20

25

30

70 75 80 85 90 95

Po

ten

za f

rigo

rife

ra u

tile

[kW

]

Temperatura ingresso al generatore [°C]

25

27

29

31

32

Temperatura ingresso acqua di raffreddamento [°C]

0

5

10

15

20

25

30

35

40

70 75 80 85 90 95

Po

ten

za a

sso

rbit

a al

gen

erat

ore

[k

W]


25

27

29

31

32


0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1

70 75 80 85 90 95

CO

P


25

27

29

31

32


ALLEGATO

SCHEMA IDRAULICO DELL'IMPIANTO

PROPOSTO

Accum

ulo

cald

o

20 m

³C

ald

aia

ausili

aria

Accum

ulo

freddo

15 m

³

Chill

er

ad

assorb

imento

T1

T3

T2

T4

T5

P1

P2

P3

P4

P5

P6

Circuito

Pom

pa d

i

circola

zio

ne

Contr

olli

Prim

ario s

ola

reP

1T

1,

T2, T

3

Seco

ndario

sola

reP

2T

1,

T2, T

3

Cald

aia

ausili

aria

P3

T4,

Chill

er

Alim

enta

zio

ne

chill

er

/ ricircolo

P4

Chill

er

/ T

4

Raff

reddam

ento

P5

Chill

er

Refr

igera

zio

ne

P6

Chill

er

V

Vento

la torr

e d

i

raff

reddam

ento

VT

5,

Chill

er

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