appunti sui compressori volumetrici
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Appunti sui compressori volumetrici molto ben fatti che spiegano le caratteristiche geometriche e funzionali dei compressori volumetrici. Spazio nocivo, cilindrata, spazio morto ecc..TRANSCRIPT
Compressori per frigoriferi
Classificazione dei compressori frigoriferi
Aperti
Ermetici Alternativi
Semiermetici
A due assi A vite
A pistone rotante
A palette
Scroll
Compressori
volumetrici
Rotativi Ad un asse
Monovite
Compressori
dinamici Compressori centrifughi
Compressori alternativi
Vo
lum
e m
ort
o
Pressione di aspirazione
Volume
Pressione di mandata
Pre
ssio
ne
1
2
4
3
2 3
4
Aspirazione
Compressione
Mandata
Corsa morta
Corsa x superficie del pistone
Ciclo ideale
Ciclo reale (qualitativo) di compressore volumetrico alternativo
Il parametro fondamentale per la valutazione di un compressore alternativo egrave lrsquoefficienza
volumetrica
ηv = (Portata effettiva) (Volume spazzato dal pistone middot densitagrave allrsquoaspirazione)
Il rendimento volumetrico egrave inferiore ad uno per effetto di
bull Perdite attraverso le tenute del pistone
bull Perdite di carico in aspirazione e scarico
bull Riscaldamento del gas aspirato da parte delle pareti del cilindro
bull Ri-espansione del gas compresso rimasto nel volume morto
Il rendimento volumetrico dipende in primo luogo dal rapporto di compressione Dato un volume
morto V3 esprimibile in funzione del volume massimo V1 dal parametro
m = [V3 (V1 ndash V3)]
si ha un volume effettivo di inizio dellrsquoaspirazione V4 maggiore di V3 per cui si puograve calcolare un
rendimento volumetrico teorico
ηvc = [(V1 ndash V4) (V1 ndash V3)] = 1 ndash m (V4V3 ndash 1)
Il rapporto V4 V3 egrave calcolabile assumendo una espansione adiabatica dei gas residui
La potenza egrave calcolabile in funzione della portata G e del salto entalpico come
P = G ∆h
Il rendimento adiabatico di compressione ηc = ∆hideale∆h ha un andamento rapidamente crescente
con il rapporto di compressione sino ad un massimo (di solito superiore allrsquo80) e poi lentamente
decrescente verso i rapporti di compressione maggiori
Le unitagrave piugrave grandi hanno lubrificazione forzata e quindi contaminano il fluido refrigerante con olio
lubrificante che deve essere separato per coalescenza
Il raffreddamento puograve essere ad aria o ad acqua questrsquoultimo permette una temperatura di mandata
inferiore di una quindicina di gradi
Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde
di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di
compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata
La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico
rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72
La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri
Compressori alternativi con cilindri disposti a W
I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni
al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di
tenuta
Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e
chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione
semiermetica)
Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il
motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il
flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed
il motore elettrico
In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e
rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a
garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo
ospita in assenza di manutenzione
Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul
numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore
Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione
escludendo alcuni cilindri con apposite valvole
Compressori alternativi a cilindrata variabile
Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il
compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile
Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche
di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori
ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto
La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante
Wobble plate biella articolata su snodi sferici
Swash plate biella articolata su camma
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Ciclo reale (qualitativo) di compressore volumetrico alternativo
Il parametro fondamentale per la valutazione di un compressore alternativo egrave lrsquoefficienza
volumetrica
ηv = (Portata effettiva) (Volume spazzato dal pistone middot densitagrave allrsquoaspirazione)
Il rendimento volumetrico egrave inferiore ad uno per effetto di
bull Perdite attraverso le tenute del pistone
bull Perdite di carico in aspirazione e scarico
bull Riscaldamento del gas aspirato da parte delle pareti del cilindro
bull Ri-espansione del gas compresso rimasto nel volume morto
Il rendimento volumetrico dipende in primo luogo dal rapporto di compressione Dato un volume
morto V3 esprimibile in funzione del volume massimo V1 dal parametro
m = [V3 (V1 ndash V3)]
si ha un volume effettivo di inizio dellrsquoaspirazione V4 maggiore di V3 per cui si puograve calcolare un
rendimento volumetrico teorico
ηvc = [(V1 ndash V4) (V1 ndash V3)] = 1 ndash m (V4V3 ndash 1)
Il rapporto V4 V3 egrave calcolabile assumendo una espansione adiabatica dei gas residui
La potenza egrave calcolabile in funzione della portata G e del salto entalpico come
P = G ∆h
Il rendimento adiabatico di compressione ηc = ∆hideale∆h ha un andamento rapidamente crescente
con il rapporto di compressione sino ad un massimo (di solito superiore allrsquo80) e poi lentamente
decrescente verso i rapporti di compressione maggiori
Le unitagrave piugrave grandi hanno lubrificazione forzata e quindi contaminano il fluido refrigerante con olio
lubrificante che deve essere separato per coalescenza
Il raffreddamento puograve essere ad aria o ad acqua questrsquoultimo permette una temperatura di mandata
inferiore di una quindicina di gradi
Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde
di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di
compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata
La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico
rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72
La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri
Compressori alternativi con cilindri disposti a W
I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni
al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di
tenuta
Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e
chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione
semiermetica)
Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il
motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il
flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed
il motore elettrico
In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e
rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a
garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo
ospita in assenza di manutenzione
Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul
numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore
Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione
escludendo alcuni cilindri con apposite valvole
Compressori alternativi a cilindrata variabile
Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il
compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile
Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche
di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori
ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto
La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante
Wobble plate biella articolata su snodi sferici
Swash plate biella articolata su camma
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Oltre certi valori di temperatura lrsquoolio lubrificante riduce troppo la propria viscositagrave e quindi perde
di efficacia Per limitare la temperatura di scarico e il lavoro di compressione oltre certi rapporti di
compressione conviene adottare una compressione multistadio interrefrigerata
La velocitagrave di rotazione egrave fra gli 800 e i 1800 rpm Al variare di questa il rendimento volumetrico
rimane invariato (80) mentre quello adiabatico di compressione scende dallrsquo80 al 72
La mandata egrave necessariamente pulsante specie per compressori con pochi cilindri
Compressori alternativi con cilindri disposti a W
I grandi compressori (centinaia di kW) sono accoppiati con motori elettrici completamente esterni
al carter tramite appositi giunti (compressori aperti) Lrsquoalbero uscente dal carter pone problemi di
tenuta
Le taglie intermedie hanno il motore elettrico calettato direttamente sullrsquoalbero del compressore e
chiuso in un involucro rigidamente vincolato al carter del compressore (costruzione
semiermetica)
Per piccole potenze (poche centinaia di W) egrave conveniente la costruzione ldquoermeticardquo in cui il
motore elettrico egrave racchiuso insieme al compressore in un involucro stagno rispetto allrsquoesterno Il
flusso di refrigerante che proviene dallrsquoevaporatore provvede anche a raffreddare il compressore ed
il motore elettrico
In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e
rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a
garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo
ospita in assenza di manutenzione
Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul
numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore
Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione
escludendo alcuni cilindri con apposite valvole
Compressori alternativi a cilindrata variabile
Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il
compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile
Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche
di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori
ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto
La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante
Wobble plate biella articolata su snodi sferici
Swash plate biella articolata su camma
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
In tal modo il compressore egrave protetto dallrsquoesterno rispetto alle infiltrazioni di contaminanti esterni e
rispetto alle perdite di fluido frigorifero e di olio lubrificante Di norma in tal modo si riesce a
garantire una durata del compressore uguale a quella del frigorifero o del condizionatore che lo
ospita in assenza di manutenzione
Drsquoaltra parte le piccole unitagrave non hanno possibilitagrave di regolazione meccanica Si puograve agire solo sul
numero di giri tramite un azionamento elettronico del motore
Nei compressori con elevato numero di cilindri si puograve invece ottenere una parzializzazione
escludendo alcuni cilindri con apposite valvole
Compressori alternativi a cilindrata variabile
Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il
compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile
Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche
di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori
ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto
La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante
Wobble plate biella articolata su snodi sferici
Swash plate biella articolata su camma
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressori alternativi a cilindrata variabile
Sono necessari per il condizionamento di veicoli con motori a combustione interna nei quali il
compressore egrave azionato direttamente dal motore con cinghie dentate a velocitagrave variabile
Non possono essere ermetici per cui gli impianti di condizionamento auto sono soggetti a ricariche
di fluido e disperdono fluidi inquinanti in ambiente Il condizionamento elettrico con compressori
ermetici perograve sarebbe penalizzato dal basso rendimento dellrsquoalternatore dellrsquoauto
La variazione della cilindrata puograve essere realizzata variando lrsquoinclinazione del piatto oscillante
Wobble plate biella articolata su snodi sferici
Swash plate biella articolata su camma
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressori Scroll
Il compressore Scroll ha raggiunto efficienze accettabili solo grazie ai progressi delle lavorazioni
meccaniche di precisione
Una spirale egrave fissa mentre lrsquoaltra si muove orbitando in cerchio senza ruotare Ne consegue un
rotolamento tra le due spirali con contatto in due punti I due punti di contatto si muovono verso il
centro formando camere a volume descrescente
Il gas entra dalla periferia ed esce dal centro
Sono disponibili compressori con portate sino a 40 m3ora e pressioni sino a 30 bar
I vantaggi sono la semplicitagrave meccanica la compattezza e la leggerezza La portata egrave continua a
vantaggio della silenziositagrave Ersquo disponibile in configurazione ermetica
Statore Rotore
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressore ermetico scroll
Trascinamento orbitante
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Principio di funzionamento del compressore scroll
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressori a palette
Le ldquopaletterdquo (vane) possono essere solidali al cilindro o al rotore Non occorrono valvole di
aspirazione
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
In ogni caso questi compressori necessitano di abbondante lubrificazione
Si prestano a portate relativamente elevate con pressioni modeste
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressori a vite
Vista esterna
Spaccato
Sezione orizzontale
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Sezione trasversale
Il compressore a vite (Lysholm) egrave impiegato largamente (1 milione di compressori drsquoaria costruiti)
Portate variabili da 005 a 15 m3s potenze da 25 a 1250 kW velocitagrave di rotazione 2950 rpm
Rotore maschio 4 lobi rotore femmina 6 vani diametri da 125 a 320 mm rapporto
lunghezzadiametro da 112 a 170 I due rotori accoppiandosi suddividono lo spazio entro la
carcassa in una serie di vani a tenuta
Il funzionamento comprende 1) riempimento di un vano attraverso la luce di aspirazione 2)
chiusura e trasferimento del vano 3) riduzione del volume del vano contro la parete di fondo e
conseguente compressione 3) scarico attraverso la luce di mandata
Nella figura i vani 12 e 3 sono in fase di aspirazione i vani 4 e 5 sono in fase di trasferimento il
vano 6 egrave in fase di compressione e il vano 7 egrave in fase di scarico Ne deriva un andamento della
pressione in funzione dellrsquoangolo di rotazione come sotto indicato
p
aspirazione
chiusura lucedi aspirazione
trasferimento
compressione
apertura lucedi mandata
scarico
Andamento della pressione con lrsquoangolo di rotazione
7
6
54321
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Il compressore a vite presenta un suo rapporto di compressione volumetrico ben definito
ρ = volume del vano attivo alla chiusura dellrsquoaspirazione volume allrsquoapertura della mandata
Il rapporto monometrico di compressione ideale egrave quindi β = ρk
Valori tipici di ρ impiegati dai costruttori ottenuti variando il rapporto lunghezzadiametro sono
26 36 42 e 5 Corrispondentemente per k = 14 si ha
ρ 26 36 42 5
β 381 601 746 952
Drsquoaltra parte non egrave detto che il rapporto di compressione imposto dallrsquoimpianto coincida con quello
proprio della macchina per cui esiste un valore ottimo di perfetto adeguamento nellrsquointorno del
quale il rendimento scende a pressioni di mandata inferiori a quella ottimale una parte del lavoro di
compressione egrave persa allorcheacute il gas espande liberamente nel condotto di mandata a pressioni
superiori si ha invece un riflusso dalla mandata nel compressore sino a equilibrio delle pressioni
Il primo effetto egrave piugrave gravoso per cui le curve di rendimento in funzione del rapporto di
compressione dellrsquoimpianto presentano un andamento piugrave pendente dal lato delle pressioni piugrave
basse con un massimo spostato verso pressioni leggermente maggiori
Conviene quindi fare in modo che il compressore non lavori mai contro una pressione inferiore al
punto di ottimo per cui si sceglie preferibilmente una macchina con ρ piugrave piccolo di quello teorico
Il rendimento adiabatico isentropico (rapporto fra lavoro isentropico e lavoro reale) rende ragione
delle perdite per mis-matching delle pressioni del trafilamento di fluido fra le parti mobili e della
non adiabaticitagrave Complessivamente sfiora lrsquo80 per ρ = 26 (valore ottimale β asymp 4 βmin asymp 2 βmax asymp
10) egrave intorno al 75 per ρ = 36 (valore ottimale β asymp 6 βmin asymp 3 βmax asymp 12) e scende sotto il 70
per ρ = 5 (valore ottimale β asymp 9 βmin asymp 5 βmax asymp 13)
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Regolazione con valvole scorrevoli sia della portata che del rapporto di compressione Uscite
intermedie per realizzare rapporti di compressione diversi
Semplicitagrave meccanica Ridotto numero di pezzi Compattezza e leggerezza rispetto al compressore
alternativo
La pressione di mandata egrave limitata dalla necessitagrave di limitare la flessione dei rotori
La mandata egrave pulsante Per limitare le perdite occorre lavorare ad alta velocitagrave di rotazione
generando un considerevole rumore a frequenze udibili
Iniezione drsquoolio per fare da tenuta fra i due rotori per lubrificare i cuscinetti e per attuare le valvole
a scorrimento Separatore drsquoolio a coalescenza sulla mandata non esce olio liquido ma solo vapore
in quantitagrave minore di 5 ppm Lrsquoolio ha anche un effetto refrigerante e deve quindi essere
raffreddato prima della re-iniezione
Esistono anche compressori ldquooil-freerdquo ma hanno efficienze minori
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Compressori dinamici
In campo frigorifero sono utilizzati esclusivamente compressori dinamici centrifughi per grandi
impianti di condizionamento ove occorrono portate elevate con rapporti di compressione modesti
Di norma si usano velocitagrave di rotazione elevate sovente variabili con azionamento elettronico
Un vantaggio egrave lrsquoassenza di olio
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
Prestazioni dei compressori volumetrici
La esposizione dei dati di prestazione dei compressori volumetrici da parte dei costruttori egrave regolata
dalla UNI EN 12900 del luglio 2008
ldquoLa norma specifica le condizioni di determinazione delle caratteristiche le tolleranze e il metodo
di presentazione dei dati di prestazione da parte del fabbricante per compressori volumetrici per
fluidi frigorigeni Tra questi sono inclusi compressori a singolo stadio compressori a singolo e
doppio stadio che utilizzano sottoraffreddamento del liquido La norma egrave necessaria per permettere
una comparazione fra diversi compressori per fluidi frigorigeni I dati si riferiscono alla capacitagrave di
refrigerazione ed alla potenza assorbita ed includono fattori correttivi e prestazioni a carico parziale
ove applicabilerdquo
La norma fa riferimento ad altri documenti cioegrave
EN 378-12000 Refrigerating systems and heat pumps - Safety and environmental requirements -
Part 1Basic
requirements definitions classification and selection criteria
EN 13771-1 Compressors and condensing units for refrigeration - Performance testing and test
methods - Part 1 Refrigerant compressors
ISO 817 Refrigerants - Designation system
Sono validi termini e le definizioni della EN 378-12000 ed in particolare
- positive displacement compressor (compressore volumetrico) - compressore in cui la
compressione egrave ottenuta variando il volume interno della camera di compressione
- refrigerating capacity (potenza frigorifera) prodotto della portata massica di refrigerante che
attraversa il compressore e la differenza tra lrsquoentalpia specifica del refrigerante allrsquoingresso del
compressore e lrsquoentalpia specifica del liquido saturo alla pressione di scarico del compressore Il
refrigerante allrsquoingresso del compressore egrave surriscaldato al di sopra del punto di rugiada di un valore
specificato in Tabella 1
- subcooling (sottoraffreddamento) differenza tra la temperature del punto di ebollizione del
refrigerante alla pressione di scarico del compressore e la temperature del refrigerante liquido al di
sotto dellrsquoebollizione
- superheat (surriscaldamento) differenza tra la temperature del punto di rugiada del refrigerante
alla pressione di aspirazione del compressore e la temperatura del refrigerante allrsquoaspirazione del
compressore
- power absorbed (potenza assorbita) per i compressori ad azionamento esterno la potenza
allrsquoalbero per i motocompressori la potenza elettrica ai morsetti del motore
- coefficient of performance COPr rapporto tra la potenza frigorifera e la potenza assorbita
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
I dati di prestazione di un compressore per refrigerazione dovranno essere presentati in forma
tabulare o grafica includendo
a) potenza frigorifera in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
b) potenza assorbita in valori leggibili con unrsquoaccuratezza di plusmn 2
c) temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione ad intervalli non superiori a 5 K
d) temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata ad intervalli non superiori a 10 K
e) per compressori che usano mezzi specifici di sottoraffreddamento del liquido devrsquoessere
specificata la temperature del liquido allrsquouscita del sottoraffreddatore
Per i compressori aperti si riporteranno le prestazioni a velocitagrave nominale per i motocompressori si
riporteranno le prestazioni a frequenza e tensione nominali
I dati dovranno includere le prestazioni ai punti di riferimento standard di tabella 2
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3
I refrigeranti doveranno essere designate in accordo con la ISO 817 specificando a fonte da cui
sono dedotte le proprietagrave termodinamiche
Le prestazioni vanno misurate sperimentalmente in accordo con la EN 13771-1 specificando se egrave
richiesto un separatore di olio per ottenerle
Si devono presentare le prestazioni anche con un polinomio di terzo grado come segue
X = C1 + C2S + C3middotD + C4middotS2 + C5middotSmiddotD + C6middotD
2 + C7middotS
3 + C8middotDmiddotS
2 + C9middotSmiddotD
2 + C10middotD
3
dove
X egrave la potenza frigorifera (W) la potenza assorbita (W) ola portata in massa (kgs)
S egrave la temperature di evaporazione al punto di rugiada di aspirazione (degC)
D egrave la temperature di condensazione al punto di rugiada di mandata (degC)
C sono coefficienti da determinare per interpolazione allrsquointerno dei punti sperimentali
Tutti i punti pubblicati dal costruttore compresi nellrsquoarea mostrata in figura dovranno rientrare nelle
tolleranze definite in tabella 3