Sistemi a adsorbimento - Dipartimento di Ingegneria Industriale

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Tecnica del freddo G. Grazzini, A. Milazzo
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Sistemi ad adsorbimento
Il ciclo in oggetto impiega un solido capace di adsorbire su uno strato superficiale il fluido
frigorigeno. Sostanze che presentano tali caratteristiche sono ad esempio zeolite o carbone
attivo usando come fluidi di lavoro acqua, ammoniaca, metanolo ed etanolo. Viene
seguito, in alcuni casi, un processo intermittente che è stato anche il primo proposto. Il
sistema è costituito da pochi componenti e perciò presenta il vantaggio di una maggiore
semplicità ed affidabilità rispetto ad un sistema ad assorbimento cui fa però riscontro una
minore efficienza energetica.
Nei cicli ad assorbimento continui è necessario l’impiego di un rettificatore per la
soluzione assorbente allo scopo di ripristinare opportuni valori di concentrazione. Ciò
porta come immediata conseguenza una maggiore complessità del sistema ed una stretta
dipendenza delle prestazioni dalla temperatura del generatore. Questo legame si
comprende osservando che, riducendo la temperatura del generatore, aumenta la
concentrazione della soluzione che ritorna all’assorbitore e dunque, a parità di quantitativo
di refrigerante proveniente dall’evaporatore, è necessario far circolare una quantità
maggiore di soluzione per l’assorbimento. Di conseguenza aumentano le perdite termiche
in quanto la soluzione va prima riscaldata per giungere al valore di concentrazione
massimo e successivamente, all’atto dell’assorbimento, raffreddata. Questo problema
viene parzialmente superato nei processi ad adsorbimento su solido in cui il rigeneratore è
meno sensibile alle variazioni di temperatura.
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Il funzionamento di una macchina frigorifera ad adsorbimento passa da una fase di
rigenerazione-condensazione ad una di adsorbimento-evaporazione. Lo schema del
sistema è riportato in figura. Nel primo semiciclo il reattore-generatore è riscaldato da una
sorgente termica per rigenerare l’assorbente. In tal modo avviene la separazione di fluido
frigorigeno che, convogliato verso il condensatore, passa allo stato liquido cedendo
all’ambiente il calore di condensazione.
Nel secondo semiciclo l’evaporatore è messo in comunicazione con il reattore mediante
l’apertura della valvola V2. Il fluido frigorigeno evapora, producendo l’effetto frigorifero,
e si porta verso il reattore ove viene adsorbito. I risultati esposti si riferiscono ad
un’analisi termodinamica condotta da Luo et al. [Luo L., Feidt M., Boussehain R., (1994), Etude
thermodynamique de machine à cycle inverse à absorption, Entropie, n. 183]. Gli autori effettuano un confronto
fra vari materiali adsorbenti e fluidi di lavoro individuando, per ciascuna coppia, il campo
di applicazione più adatto. Per effettuare il confronto essi definiscono un COP,
denominato intrinseco, che non dipende dalla configurazione dell’impianto e dalle
caratteristiche dei vari componenti, ma soltanto dalle caratteristiche termofisiche delle
sostanze adsorbenti e dei fluidi di lavoro considerati. Tale COP è dato dal rapporto:
COPint . =
Qassorbito⋅all '⋅evaporatore
Qdeadsorbimento⋅ fluido + Qsensibile⋅adsorbente + Qsensibile⋅ fluido
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Il confronto viene effettuato fra
le coppie di lavoro ordinate per
valori decrescenti del COPint.
riportato in tabella. Dal
confronto si desume che la
coppia di lavoro a più alta
efficienza in termini di
caratteristiche termofisiche è
costituita da carbone attivo
40/3
metanolo
mentre
impiegando zeolite 13/X il
fluido frigorigeno più idoneo,
data
la
temperatura
di
rigenerazione, risulta l'acqua.
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COPPIE DI
Tgeneratore Tcond. Tevap. COPintrin.
LAVORO
[K]
[K]
[K]
carbone attivo 40/3
343
283 278
76.9
metanolo
carbone attivo 40/3
353
283 278
56.4
etanolo
49.6
zeolite 13X
363
283 278
etanolo
zeolite 13X
353
283 278
45.9
acqua
zeolite 13X
333
283 278
30.7
ammoniaca
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Sistemi tritermici aperti ad adsorbimento
Sono stati considerati i cicli compiuti da sistemi chiusi nell’ottica di ottenere refrigerazione
partendo da sorgenti termiche a bassa entalpia. A questo fine si possono utilizzare anche sistemi
aperti. Questi ultimi trovano larga applicazione nella climatizzazione degli ambienti e sono
caratterizzati dal fatto che il fluido operativo, l’aria, può subire direttamente trasformazioni che
la portano nelle condizioni richieste dalla climatizzazione. In tal modo si possono limitare le
perdite connesse agli scambi di calore e tali impianti risultano adatti a sostituire i sistemi
convenzionali di produzione del freddo quando sia possibile sfruttare sorgenti termiche a
temperatura non elevata. A questi aspetti positivi corrispondono tuttavia valori del rendimento
energetico piuttosto bassi.
La climatizzazione richiede il controllo dell’umidità dell’aria e quindi delle trasformazioni con
variazione di calore sensibile e latente per rispondere al carico richiesto dagli ambienti. Il
carico sensibile è costituito dall’insieme dei flussi termici, interni ed esterni, che interessano
l’ambiente mentre quello latente è indotto da immissione di vapore d’acqua dovuta alla
presenza di persone, all’attività di cottura etc.. Inoltre l’impianto deve assicurare un costante
ricambio d’aria perché il metabolismo umano, e non solo, altera la composizione dell’aria
riducendo l’ossigeno, aumentando l’anidride carbonica e la concentrazione di batteri patogeni.
Di qui la necessità di introdurre nell’ambiente una certa portata di aria di ventilazione, allo
scopo di ripristinare opportune condizioni di purezza, portando gli inquinanti all’esterno,
oppure provvedendo ad una adeguata rigenerazione.
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Trasformazioni con variazione di umidità dell’aria
Nebulizzando acqua in una corrente d’aria non satura essa evapora e la temperatura
dell’aria si riduce, tendendo al valore di temperatura di bulbo umido. Il dispositivo che
realizza tale processo è detto saturatore adiabatico e può essere realizzato in vario modo,
ad esempio da una serie di ugelli che iniettano goccioline d’acqua nell’aria. Il quantitativo
di acqua che evapora dipende dal valore della pressione parziale del vapore d’acqua
nell’aria e quando tale valore uguaglia la pressione di saturazione, si raggiunge
l’equilibrio. La trasformazione subita dall’aria umida avviene senza variazioni sostanziali
dell’entalpia della miscela, che può esprimersi, riferendosi alla massa unitaria di aria secca
e considerando i due gas come perfetti, come:
[
]
J = ha + xhv = c pa (T − T0 ) + x r0 + c pv (T − T0 )
essendo:
*
ha ed hv i valori di entalpia specifica dell’aria secca e del vapore
*
x l’umidità specifica, cioè il rapporto tra la massa di vapore e la massa di aria secca
*
cpa e cpv i calori specifici a pressione costante dell’aria secca e del vapore
*
ro il calore latente di vaporizzazione acqua a To=273,15 K, se questa è assunta come
temperatura di riferimento
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*
T la temperatura dell’aria
Durante l’umidificazione l’energia necessaria al cambiamento di fase dell’acqua viene
fornita dall’insieme della miscela e quindi si abbassa la temperatura della corrente d’aria.
Questo fenomeno può essere sfruttato nei climi caldi e secchi ove è possibile garantire
condizioni termoigrometriche favorevoli negli ambienti, semplicemente utilizzando
batterie di ugelli spruzzatori. Tuttavia nei climi caratterizzati da elevati valori di umidità
relativa il raffreddamento evaporativo risulta inefficace ed è necessario ricorrere a sistemi
di deumidificazione-umidificazione; l’aria di immissione viene cioè prima deumidificata e
poi raffreddata sia con scambiatori sia con trattamenti di umidificazione.
Per ridurre il contenuto di acqua è sufficiente raffreddare la corrente d’aria ad una
temperatura inferiore alla sua temperatura di rugiada; in tal modo, si separa vapor d’acqua
che passa allo stato liquido, ma le temperature richieste sono in genere basse rispetto a
quella ambiente. Alternativamente è possibile impiegare sostanze assorbenti od adsorbenti
che sottraggono l’acqua dalla corrente d’aria umida. Tale processo è consigliabile quando
la temperatura di rugiada, a cui inizia la condensazione del vapore, dell’aria prelevata
dall’esterno è molto inferiore alla temperatura richiesta per il condizionamento
dell’ambiente. In certe condizioni tale differenza può anche superare i 10°C e dunque la
macchina frigorifera dovrebbe lavorare ad una temperatura molto inferiore a quanto
richiesto dal carico sensibile da soddisfare, peggiorando la sua efficienza. Inoltre sarebbe
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necessario disporre di una batteria di postriscaldamento allo scopo di immettere l’aria
nell’ambiente alla temperatura desiderata.
Può risultare più conveniente ricorrere ad
assorbenti liquidi o ad adsorbenti solidi dello
stesso tipo di quelli impiegati nei sistemi chiusi
ad assorbimento o ad adsorbimento. Il processo
di deumidificazione avviene grazie alla
differenza di pressione parziale tra il vapore
d’acqua nell’aria trattata e la pressione di vapore
a livello della sostanza deumidificante. Inoltre,
analogamente a quanto avviene in una comune
macchina ad assorbimento, impiegando una
sostanza deumidificante è necessario prevedere
una fase di rigenerazione che avviene
semplicemente riscaldando la sostanza utilizzata
così che ceda vapore ad una corrente di aria con
umidità relativa sufficientemente bassa. La
rigenerazione di un adsorbente viene effettuata,
analogamente, mediante immissione di aria
calda ad una temperatura compresa fra 70°C e
130°C. I valori superiori sono necessari quando
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l'aria di rigenerazione è caratterizzata da
elevati valori di umidità specifica. Un
possibile sistema di rigenerazione è riportato
in figura: sono presenti due assorbitori che
alternativamente sono impegnati nelle fasi di
deumidificazione e di rigenerazione. Tale
sistema presenta un elevato ingombro e non
è in grado di garantire un funzionamento
costante in quanto, al ridursi della capacità
assorbente, cambiano le condizioni dell’aria
all’uscita ed aumenta l’umidità specifica.
Entrambi i problemi possono essere limitati
impiegando
un
sistema
rotante,
schematizzato in figura. Esso è costituito da
un cilindro riempito di fogli ondulati
impregnati di sostanze deumidificanti di cui
solo un settore è impegnato nella fase di
deumidificazione mentre la parte rimanente
viene rigenerata. Il cilindro ruota a velocità
ridotta, al massimo 6 giri l’ora, garantendo
condizioni più uniformi dell’aria all’uscita.
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A volte si utilizzano anche sistemi con liquidi assorbenti.
Occorre comunque sottolineare che l’assorbimento di vapore d’acqua da parte della
sostanza assorbente sviluppa calore e dunque diventa necessario raffreddare l’aria
deumidificata.
Schemi impiantistici
Secondo i concetti esposti, la figura riporta un
diagramma a blocchi di un sistema di
condizionamento basato su un processo di
deumidificazione-umidificazione.
Le trasformazioni possono essere seguite sul
diagramma entalpico dell’aria umida.
L’aria in ingresso è costituita da aria di rinnovo, 0. e
da una parte di aria di ricircolo, 1: la corrente 2,
subisce un raffreddamento per evaporazione e
successivamente entra in uno scambiatore ove sottrae
calore all’aria deumidificata, trasformazione 3-4,
senza variare il proprio contenuto di vapore.
Nel
deumidificatore
ad
adsorbimento,
trasformazione 4-5, l’aria cede vapore d’acqua e si
riscalda per effetto del calore di adsorbimento.
Pertanto, prima di essere convogliata nell’ambiente
umid.
scamb.
umid.
0 aria di
rinnovo
acqua di
torre
1 aria di
ricircolo
scamb.
deumid.
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condizionato, viene raffreddata con acqua proveniente da una torre di refrigerazione o da
pozzo, trasformazione 5-6, quindi attraversa lo scambiatore aria-aria. Infine dallo stato 7 viene
raffreddata
per
evaporazione portandosi al
valore di progetto di
50
umidità specifica.
5
Questo
schema
di
40
trasformazioni
porta a
sistemi che si caratterizzano
0
t [°C]
per la grande semplicità.
30
Possiamo inoltre osservare
6
4
che l’energia spesa è
1
2
richiesta nella fase di
20
7
rigenerazione e perciò è
3
legata
alle
condizioni
climatiche,
dipendendo
8
10
dall’umidità
specifica
dell’aria esterna.
10
20
30
x [g/kg a]
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Ciclo ricircolato
Un secondo schema che consideriamo impiega all’immissione aria di ricircolo mentre la
rigenerazione del deumidificatore viene effettuata tramite l’aria prelevata dall’esterno.
L’impianto è molto compatto e prevede due umidificatori, un deumidificatore, uno scambiatore
ed una batteria di riscaldamento. Le trasformazioni possono essere seguite sul diagramma;
l’aria estratta dall’ambiente condizionato, stato 1, subisce una deumidificazione passando
attraverso un deumidificatore rotante. Successivamente, durante la trasformazione 2-3, cede
calore in uno scambiatore alla corrente di rigenerazione prima del suo ingresso nella batteria di
riscaldamento. Infine, mediante raffreddamento evaporativo, la portata di immissione si porta
nelle condizioni di umidità specifica di progetto.
punto
T(°C)
x(gH2O/ga)
h(kJ/kg)
1
2
3
4
5
6
7
8
9
25 60
31
15
32
24
53
94
61
0.01 0.002 0.002 0.008 0.012 0.015 0.015 0.015 0.023
50.5 65.2 36
36
62.7 62.7 92 134 121
Ciò permette di sfruttare il riscaldamento subito dall’aria estratta dall’ambiente climatizzato nel
deumidificatore per preriscaldare la portata di rigenerazione riducendo la quantità di calore da
fornire. L’aria esterna viene prima umidificata, trasformazione 5-6, in modo da abbassarne la
temperatura: e raffreddare la portata ricircolata, 6-7. Successivamente viene
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inviata in un riscaldatore, generalmente
alimentato a metano, in cui raggiunge una
temperatura di circa 130°C, sufficiente ad
effettuare
la
rigenerazione
del
deumidificatore, ed infine viene espulsa.
E’ opportuno notare che la trasformazione di
deumidificazione 1-2 non è isoentalpica
perché quando avvengono contemporaneamente le
fasi di rigenerazione e di deumidificazione
mediante due distinte portate è inevitabile uno
scambio di calore fra le due correnti.
Il COP si ottiene dal rapporto fra la potenza
frigorifera e la potenza termica complessivamente
ceduta alla corrente di rigenerazione. La potenza
frigorifera si ottiene considerando la variazione di
entalpia fra le condizioni di immissione ed
estrazione dall’ambiente climatizzato. La potenza
termica spesa è evidentemente quella relativa alla
batteria di riscaldamento
t [°C]
x [g/kga]
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m& ricircolo (h1 − h4 )
COP =
m& esterna (h8 − h7 )
Assumendo uguali le portate di ricircolo e di rigenerazione e con i valori riportati in tabella si
ottiene un valore pari a 0.34.
Il deumidificatore è del tipo rotante in quanto riesce a garantire condizioni di temperatura a
bulbo secco e umidità specifiche dell’aria all’uscita abbastanza uniformi. La vita utile delle
sostanze adsorbenti di cui sono imbevuti i fogli ondulati che costituiscono il cilindro rotante è
variabile da un minimo di 10 000 ad un massimo di 100 000 ore a seconda del tipo di inquinanti
presenti nell’aria trattata. Come adsorbente si può utilizzare gel di silice che ha il vantaggio di
richiedere temperature di rigenerazione inferiori a 90°C.
Il sistema proposto, come visto, fa uso al 100% di aria di ricircolo e questo non è desiderabile
per la necessità di controllare la purezza dell’aria. Perciò nella generalità dei casi la corrente
d’aria trattata contiene una quota di rinnovo, non inferiore al 10% della portata totale
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Ciclo ventilato
t [°C]
Una diversa modalità di funzionamento è offerta dal
ciclo ventilato in cui la rigenerazione è effettuata da
aria estratta dall’ambiente mentre l’aria immessa è tutta
aria di rinnovo. I componenti, come si vede dallo
schema, sono gli stessi del caso precedente.
x [g/kga]
punto
1
6
7
9
10
5
2
3
4
T(°C) 25 20 62 92 53 32 72 30 15.5
x(gH2O/ga) 0.01 0.012 0.012 0.012 0.021 0.012 0.003 0.003 0.009
h(kJ/kg) 50.2 50.2 93.4 124 107.6 63.2 80 37.7 37.7
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Il COP risulta uguale a 0.4, più elevato rispetto al caso della ricircolazione grazie al fatto che la
temperatura dell’aria nello stato 2, all’uscita dal deumidificatore, è pari a 72°C consentendo un
miglior preriscaldamento della portata di rigenerazione con conseguente riduzione della
potenza termica da fornire nel riscaldatore.
Confronti
Al fine di effettuare un confronto con le macchine a compressione è necessario, anche per i
sistemi aperti, determinare il valore del rendimento exergetico.
CICLO RICIRCOLATO
stati 1
2
3
4
5
6
7
T (K)
298 333 304 288 305 297 326
x (g/kg)
10
2
2
8 12
15
15
et (kJ/kg)
0.1
2.1
0.9 0.6 0
0.2
0.8
fattore di Carnot (T di fiamma)= 0.71
ηII = 0.02
fattore di Carnot (150°C) = 0.3
ηII = 0.042
8
367
15
5.8
9
334
23
1.9
Premettiamo alcune osservazioni: l’effetto che si vuole raggiungere con un impianto di
condizionamento dell’aria è quello di portare l’aria umida ad uno stato in cui la temperatura e la
composizione differiscono dalle condizioni dell’atmosfera. Modificando la composizione del
sistema fluido è necessario considerare sia l’exergia fisica, legata cioè alle variazioni di
temperatura e pressione dell’aria rispetto alle condizioni atmosferiche, che l’exergia chimica,
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legata invece alle variazioni di composizione dell’aria rispetto alle stesse condizioni.
Considerando al solito la miscela di aria e vapore come miscela di gas ideali, l’exergia totale
per chilogrammo di aria secca può essere espressa come:
T
T
et = (c pa + xc pv )T0  − 1 − ln
T0
 T0

P
 + (1 + χ )Ra T0 ln +
P0


(1 + χ 0 )
χ 
+ χ ln 
Ra T0 (1 + χ ) ln
(1 + χ )
χ0 

essendo x l’umidità specifica, χ la frazione in mole ed avendo indicato con il pedice 0 i valori
corrispondenti alle condizioni atmosferiche. In tal modo si determinano i valori di exergia
specifica riportati nelle tabelle.
Il rendimento exergetico dell’impianto è stato quindi ottenuto valutando il rapporto fra la
variazione di exergia. fra ingresso ed uscita dall’ambiente condizionato e l’exergia calore
fornita dalla sorgente termica, distinguendo inoltre il caso in cui il calore viene fornito da una
caldaia alimentata a metano da quello in cui esso provenga da una sorgente termica “di scarto”,
a temperatura sufficiente solo a rigenerare l’adsorbente. Nel primo caso per la determinazione
del fattore di Carnot abbiamo considerato la temperatura di fiamma. del metano pari a 800°C
mentre nel secondo caso il valore di temperatura della sorgente è stato assunto pari a 150°C,
essendo circa 100°C la temperatura di rigenerazione.
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CICLO VENTILATO
stati
T (K)
x (g/kg)
1
298
10
6
293
12
7
335
12
9
365
12
10
326
21
5
305
12
2
345
3
3
303
3
4
288
9
fattore di Carnot (T di fiamma)= 0.71
fattore di Carnot (150°C) = 0.3
et (kJ/kg)
0.1
0.25
1.4
5.4
1.1
0
3.1
0.7
0.5
ηII = 0.02
ηII = 0.05
con
∆et
η II =
 Ta
Q g ⋅ 1 −
 T
g





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I valori che si ottengono variano fra il 4% ed il 5% il che evidentemente dimostra i limiti di
questo tipo di impianti la cui valutazione non può prescindere dall’estrema semplicità e basso
costo d’impianto, ma soprattutto dal basso consumo elettrico che è stato trascurato. Questo
aspetto assume fondamentale importanza quando si voglia considerare la diffusione di questi
impianti in paesi in via di sviluppo ove l’installazione di generatori di potenza elettrica appare
poco razionale o comunque una soluzione dai costi e tempi di realizzazione e messa a punto
assai elevati.
E' anche possibile realizzare cicli che forniscono il condizionamento estivo ed invernale, come
negli schemi seguenti.
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Ciclo aperto ad assorbimento per riscaldamento e raffreddamento
Tali impianti sono presenti da tempo in letteratura, ma recentemente sono stati proposti per
reparti ospedalieri. In questi sistemi si effettua la deumidificazione chimica tramite la soluzione
igroscopica H2O/LiBr. Funzionano sia come impianto di condizionamento estivo, con
refrigerazione, che invernale, operando come pompa di calore; si ottiene un risparmio di
energia su base annua di circa il 20%, ma tale energia è fornita da acqua surriscaldata a 120140°C. Gli schemi di funzionamento per la configurazione estiva e poi invernale sono riportati
nelle figure.
L'interesse per gli ospedali è dovuto anche all'azione battericida del BrLi che permette di
ridurre le dimensioni ed i ricambi dei filtri per i reparti.
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Wr
8
11
1
0
HT
44
3
DE
S
7
6
COND
r3
2
1
9
r2
r4
r2
r1
EVAP
Wc
5
UR
Un possibile uso delle
ruote essiccanti è quello
indicato in figura, dove il
calore di condensazione
di un ciclo frigorifero
viene usato per la
rigenerazione della ruota
DE. La ruota ha la
funzione di abbattere il
calore
dovuto
alla
condensazione
del
vapore, riducendo la
potenza
del
ciclo
frigorifero necessaria per portare l’aria alle condizioni volute.
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