Recupero di calore da una micro-turbina a gas con un sistema di refrigerazione a vapore con ugello.

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1 Recupero di calore da una micro-turbina a gas con un sistema di refrigerazione a vapore con ugello. La coproduzione di energia elettrica, termica e per la refrigerazione è una tecnica molto conosciuta che può migliorare in maniera significativa l efficienza di un sistema energetico. Spesso nei sistemi di tri-generazione la potenza refrigerante è ottenuta con cicli ad assorbimento. In questo lavoro si analizzano diverse possibilità di recupero termico da una micro-turbina a gas con un eiettore. Sarà necessario analizzare le prestazioni dell eiettore con un modello di flusso unidimensionale che utilizza un equazione di stato di tipo cubica per descrivere le proprietà termovolumetriche del fluido di processo. In questo modo è possibile determinare l efficienza dell eiettore, in funzione della complessità molecolare del fluido. In seguito si analizzano le prestazioni del ciclo frigorifero, considerando tre fluidi di processo: acqua, ammoniaca e HFC-134a, con l obiettivo di determinare il COP massimo ottenibile con una temperatura di condensazione di 40 C. Infine, assumendo come riferimento una micro-turbina a gas della potenza di 30[kW e ], si analizzano tre esempi di recupero di calore: 1. completo recupero del calore disponibile; 2. generazione di potenza termica refrigerante e produzione di acqua sanitaria; 3. parziale recupero di calore con lo scopo di raffreddare l aria prima dell ingresso in turbina. Nel primo e nel secondo caso la micro-turbina a gas considerata fornisce una potenza elettrica di circa 25[kW e ] (con una temperatura ambiente pari a 35 C, tipico valore estivo); la potenza refrigerante è pari a circa 20[kW th ] per il caso di completo recupero del calore disponibile (1) e circa 16[kW th ] nel secondo caso. In quest ultimo caso sono ancora disponibili 15[kW th ] sottoforma di acqua calda per uso sanitario alla temperatura di 50 C. Il recupero parziale del calore strettamente necessario per raffreddare l aria prima dell ingresso in turbina da 35 a 15 C (3) permette l adozione di un eiettore molto piccolo, nonostante l alta temperatura di condensazione assunta (50 C), rendendolo adatto per l integrazione in tipiche microturbina a gas. -1-

2 Introduzione. L eiettore, utilizzato come periferica di pompaggio, rappresenta una tecnologia ben conosciuta per la refrigerazione industriale e per la propulsione. Vantaggi rilevanti sono la semplicità di progettazione, i bassi costi di produzione e l assenza di parti in movimento; tuttavia, anche in condizioni di funzionamento vantaggiose, l efficienza è molto bassa (circa il 25% come nel caso considerato). Confrontati con i sistemi ad assorbimento commerciali, un sistema di refrigerazione ad eiettore può operare con sorgenti di calore a temperatura più bassa: questa caratteristica, unitamente alla possibilità di realizzare eiettori di piccole dimensioni, li rende adatti per piccoli recuperi termici. Molti fluidi diversi sono stati proposti in alternativa all acqua, con lo scopo di aumentare le performance del sistema. In questo lavoro è stato implementato un modello per il sistema di refrigerazione in un codice per il calcolo dei cicli termodinamici. Inizialmente è presentato il modello base, poi si effettua un analisi termodinamica per valutare: 1. le performance dell eiettore nel suo funzionamento stand-alone; 2. l overall cycle efficiency del ciclo con l eiettore. Infine è condotta un analisi riguardo il recupero termico da una micro-turbina a gas: commercialmente sono disponibili turbine a gas da 10[kW e ] fino a [kW e ] con un efficienza elettrica che varia fra il 20-23% e 30% a seconda delle dimensioni e del modello. È importante notare che in questo range di potenze la refrigerazione con eiettore può essere particolarmente vantaggiosa. Nomenclatura COP coefficiente di prestazione del ciclo frigorifero; ODP ozone depletion potential; GWP global warming potential; h entalpia, [kj/kg]; m portata in massa, [kg/s]; P potenza, [kw]; p pressione, [bar]; p c pressione critica del fluido di processo, [bar]; Q potenza termica, [kw]; R costante universale dei gas, [J/mol K]; s entropia, [kj/kg K]; -2-

3 t temperatura, [ C]; t 0-I massima temperatura del flusso primario, [ C]; t 0-II temperatura di evaporazione del flusso secondario, [ C]; T temperatura, [K]; T c temperatura del punto critico del fluido di processo, [K]; T r temperatura ridotta, T/T c ; v volume specifico, [m 3 /kg]; V velocità, [m/s]; η efficienza; η E efficienza meccanica dell eiettore; λ rapporto fra le portate in massa del flusso primario e secondario; ω acentric factor; σ parametro di complessità molecolare. Pedici: 0, 1 punti del ciclo termodinamico; a condizioni ambientali; e elettrica; I flusso primario; II flusso secondario; L fase liquida; rf refrigerante; th termico; V fase vapore; MIX condizioni termodinamiche nella sezione di miscelazione; SW condizioni termodinamiche dopo l urto; DF condizioni termodinamiche nella sezione di uscita del diffusore dell eiettore; IC condizioni termodinamiche alla fine di una compressione isoentropica. -3-

4 Modello dell eiettore. Numerosi modelli teorici sono stati proposti nella letteratura e nella sperimentazione per studiare le performance di un eiettore. Normalmente si considera un modello 1-dimensionale e si assume per il gas un comportamento ideale (anche per l acqua o per il fluido refrigerante). Si introducono spesso dei coefficienti correttivi sperimentali (efficienza di diffusione, efficienza di espansione) per tener conto del comportamento reale del fluido mentre raramente si sviluppano modelli termodinamici complessi. Il processo nell eiettore è rappresentato in fig. 1. Fig. 1: Trasformazioni termodinamiche assunte per il modello dell'eiettore nel piano T-S per il vapore primario (0-I 1-I) e per il vapore secondario (0-II 1-II). Un flusso di vapore ad alta temperatura e pressione (flusso primario a driving-flow) espande attraverso un ugello dal punto 0-I al punto 1-I dove è miscelato con il vapore entrante da una camera di aspirazione. Le condizioni dopo la miscelazione sono individuate dal punto 2-MIX; la miscela passa poi attraverso la sezione di diffusione dove l energia cinetica è convertita in energia di pressione (punto 4-DF). Il flusso secondario, disponibile nella sezione di ingresso nelle condizioni termodinamiche 0-II, può subire un processo di espansione fino al punto 1-II prima di essere miscelato con il flusso primario. In caso di flusso supersonico dopo il mixing, si verifica un urto retto che fornisce un salto di pressione nel punto 3-SW. Il flusso subsonico risultante continua il processo di compressione attraverso il diffusore ed esce dall eiettore nelle condizioni 4-DF. -4-

5 Nel modello presentato le proprietà termodinamiche del fluido sono calcolate in accordo con l equazione di stato di Peng-Robinson, nella forma: P dove: RT a( ω, Tr ) v b v( v + b) + b( v b) a ω, T ) a α ( ω, T ) a ( r c r c R T p c 2 c α ω, T ) [ 1+ κ ( 1 T )] 2 ( r r κ ω ω b RT p c c 2 Le proprietà critiche T c e p c ed il fattore ω nelle eq. 1-6 dipendono dal fluido. Le ipotesi alla base del modello sono: 1. il processo attraverso l eiettore è adiabatico ed il flusso è 1-dimensionale; 2. il processo di miscelazione avviene a pressione costante; 3. i calcoli sono svolti per unità di massa del flusso secondario; 4. gli sforzi di taglio sulle pareti sono trascurabili. Nella sezione di uscita dalla camera di miscelazione la velocità della miscela è calcolata applicando l equazione di conservazione della quantità di moto al volume compreso fra la sezione di ingresso e di uscita e le condizioni termodinamiche sono determinate aggiungendo il bilancio dell energia allo stesso volume di controllo. Per tener in considerazione la variazione delle proprietà termodinamiche del fluido attraverso la sezione in cui si verifica l urto, si fa riferimento al metodo basato sulla determinazione dell intersezione fra le curve di Hougoniot e Rayleigh (vd. Gasdinamica); se le due curve non si intersecano l urto non si verifica. Il processo di espansione del fluido motore ed il processo di diffusione del vapore miscelato sono assunti adiabatici ed isoentropici. Nel seguito, se non diversamente specificato, si assume V 1-II V 0-II 0 (o p 0-I p 1-II ), V 0-I V 4-DF. La determinazione degli stati termodinamici nelle diverse sezioni richiede il calcolo delle radici di un set di equazioni non-lineari, che sono ricavate applicando opportuni metodi numerici. -5-

6 Efficienza dell eiettore. In fig. 2 sono riportate le variazioni dell efficienza meccanica dell eiettore in funzione del rapporto di mi immissione λ (rapporto fra le portate massiche del vapore primario e secondario). m II L efficienza meccanica dell eiettore è definita come il rapporto fra il salto entropico della portata secondaria e della portata primaria: η E mii m ( h4 IC h0 II ) ( h h ) I 0 I 1 I ( h4 IC h0 II ) λ ( h h ) 0 I 1 I Fig. 2: Efficienza dell'eiettore in funzione di λ per vari fluidi di lavoro. Nelle condizioni termodinamiche indicate in fig. 2 (T r,0-ii T r,1-ii 0.6, T r,0-i 0.8) e per diversi fluidi (acqua, ammoniaca, propano, refrigeranti HCFC-123 e C-318) l efficienza mostra un massimo per λ prossimo al valore unitario. Il coefficiente σ riportato in fig. 2, definito come: σ Tc R s T vapour. T r 0.7 è strettamente correlato alla complessità molecolare del fluido. Dalla fig. 2 l effetto della complessità molecolare è chiaro: un aumento di σ, con λ fissato, comporta una riduzione dell efficienza dell eiettore: per esempio per λ1 si ottiene una efficienza di 0.26 per l acqua e l ammoniaca, 0.24 per il propano, 0.23 per HCFC-123 e 0.22 per C-318. Questo -6-

7 - Recupero termico da una micro-turbina a gas con un jet refrigeration system a vaporecomportamento dipende dal fatto che al crescere di σ diminuisce il raffreddamento durante il processo di espansione, così il punto 1-I si sposta verso la curva del vapore surriscaldato e le perdite aumentano. In conclusione, fluidi di processo con bassa complessità molecolare e valori di λ medio-bassi permettono di massimizzare l efficienza meccanica dell eiettore. La termodinamica del ciclo di refrigerazione. In fig. 3 è riportato un diagramma in cui è schematizzato il ciclo termodinamico del jet refrigeration system: fra il punto 3 ed il punto 0-I viene fornito calore al fluido primario per generare vapore ad una temperatura e pressione sufficientemente elevata; il flusso secondario evapora dal punto 6 al punto 0- II, fornendo l effetto refrigerante. Il fluido miscelato scaricato dall eiettore ad una pressione intermedia, corrispondente al punto 4-DF, condensa fra il punto 4-DF ed il punto 2; al quale avviene la separazione fra il flusso primario e quello secondario, riportando il ciclo alle condizioni iniziali. Fig. 3: Cooling cycle nel piano T-S per due differenti fluidi di processo. In fig. 3 sono riportati i cicli termodinamici per due differenti fluidi di processo: ammoniaca e HFC-134a. Entrambi condensano scaricando calore verso l ambiente alla temperatura di 40 C, mentre l evaporazione del fluido secondario avviene a 5 C. nei due casi si ottiene lo stesso valore di COP (pari a 0.3). È chiaro che il ciclo termodinamico dell HFC-134a è in configurazione supercritica, mentre -7-

8 - Recupero termico da una micro-turbina a gas con un jet refrigeration system a vaporenel caso dell ammoniaca, nella sezione di uscita dell eiettore il fluido è nelle condizioni di vapore saturo. Questa scelta è obbligata a causa della bassa temperatura critica (circa 100 C) dell HFC-134a. Tale valore imporrebbe, nel caso di ciclo termodinamico non supercritico, una limitazione alla temperatura di evaporazione del flusso primario, rendendo difficile ottenere delle performance del sistema accettabili. Nel caso in esame è stata ipotizzata una sorgente termica a temperatura relativamente elevata, ma in altri casi è possibile incontrare sorgenti a temperatura più bassa. Nel caso dell ammoniaca è possibile considerare il surriscaldamento del flusso primario; in queste condizioni l eiettore lavora nella regione del vapore surriscaldato ed è possibile, da un punto di vista strettamente termodinamico, ottenere delle performance più elevate, anche se questa ipotesi non è stata presa in considerazione. Nelle figg. 4-6 sono riportate le variazioni della temperatura di evaporazione per diversi fluidi di processo (H 2 O, ammoniaca e HFC-134 ). Sono stati considerati diversi valori per la temperatura di evaporazione del fluido primario (t 0-I ) mentre per il flusso secondario è stata assunta una velocità nulla attraverso la sezione di miscelazione (p 1-II p 0-II p 2-MIX ); la temperatura t 0-II è assunta costante e pari a 5 C. Riguardo alla temperatura di condensazione solo valori superiori a C possono essere presi in considerazione se il raffreddamento avviene con torri evaporative ad acqua. L acqua è tradizionalmente il fluido di processo più comune nell analisi di un jet refrigeration system, mentre l ammoniaca e l HFC-134a sono fluidi refrigeranti molto conosciuti. L ammoniaca è abbastanza tossica (TLV25 ppm), è infiammabile (LFL15%), ha un vita atmosferica relativamente breve (meno di un anno) ed ha ODP0 e GWP0. L HFC-134a è stato sviluppato come fluido refrigerante, non è infiammabile ed ha ODP0; tuttavia ha un GWP abbastanza elevato (1300 anni). Per una temperatura di condensazione t 2 40 C il COP e calcolato come: COP λ ( h h ) + λ ( h h ) 0 I h 0 II 3 h Nel caso dell acqua esso è inferiore al 10% del COP ideal, cioè quello che si ottiene considerando un sistema ideale che lavora con le temperature t 0-I, t 2, e t 6 t 0-II COP ideal T2 II T T 2 0 II T0 I T T 0 I 2-8-

9 Fig. 4: Ciclo con acqua: COP in funzione di λ e della temperatura di condensazione, per varie temperature di evaporazione del fluido primario. Fig. 5: Ciclo con ammoniaca: COP in funzione di λ e della temperatura di condensazione, per varie temperature di evaporazione del fluido primario. Fig. 6: Ciclo con HFC-134a: COP in funzione di λ e della temperatura di condensazione, per varie temperature di evaporazione del fluido primario. -9-

10 Le prestazioni aumentano notevolmente quando si utilizza l ammoniaca: COP/COP ideal con t 2 40 C e t 0-I variabile fra 80 e 120 C. È importante osservare che il punto 4-DF è situato nella regione bifase quando si considerano elevati valori di t 0-I : ad esempio t 0-I 120 C, λ2.5 comportano un COP0.42 (25% del COP ideal ) con t 2 42 C ed una frazione di vapore in 4-DF di In queste condizioni le perditi dell eiettore sono difficili da stimare. A t 0-I 100 C, λ2.65 il COP scende a 0.37 e nel punto 4-DF si raggiungono le condizioni di vapore saturo. Per t 0-I 80 C, λ3.5 il COP risulta pari a 0.25 e t 2 40 C. Per ottenere le stesse prestazioni di questa ultima situazione nel caso di acqua è richiesta una temperatura t 0-I 150 C. Infine, il ciclo subcritico per HFC-134a è possibile a t 2 40 C solo a partire da t 0-I 90 C, con λ3.3 e COP0.25. Quando il calore è disponibile da sorgenti a temperatura superiore ai 100 C ( C), è possibile realizzare un ciclo supercritico con una temperatura di condensazione t 2 di circa 40 C e COP0.25. Per i cicli supercritici di fig. 6 è assunta una pressione massima di 42[bar], sufficientemente superiore alla pressione critica (40.65bar). Bisogna osservare che i valori di COP piuttosto bassi ottenuti nei calcoli precedenti sono dovuti al compromesso fra un efficienza dell eiettore accettabile (λ1) e una temperatura di condensazione t 2 sufficientemente elevata (λ3-4): questo condiziona pesantemente le prestazioni dell eiettore e, di conseguenza, l efficienza complessiva del ciclo. Una sensibile riduzione delle perdite della miscela e del rapporto di trascinamento λ si ottiene se il flusso secondario è espanso prima di essere miscelato con il primario. In fig. 7 è riportato l andamento del COP in funzione del rapporto di espansione del flusso secondario (p 1-II / p 0-II ) per l ammoniaca e HFC-134a; i risultati sono riferiti a cicli con una temperatura di evaporazione t 0-I 80 C e t 0-I 100 C per l ammoniaca e ad un ciclo supercritico con p 0-II 42[bar] e t 0-I 120 C per HFC-134a. In entrambi i casi la temperatura di evaporazione del flusso secondario è pari a 5 C. Come mostrato dalla figura, il COP aumenta con il rapporto di espansione fino al 20%. Per esempio: da COP0.28 per p 1-II / p 0-II 1 a COP0.34 per p 1-II / p 0-II 0.9 per l ammoniaca con t 0-I 80 C. Il ciclo supercritico del HFC-134a con una temperatura massima di 120 C mostra un comportamento simile al ciclo di ammoniaca con la temperatura primaria di evaporazione di 80 C. -10-

11 Fig. 7: Effetto del rapporto di espansione del flusso secondario nell eiettore prima della miscelazione sul COP di alcuni cicli di raffreddamento. Il recupero termico da una micro-turbina a gas. La produzione combinata di energia elettrica, termica e refrigerante è spesso indicata con il nome di tri-generazione; questa è una strategia ben conosciuta, sviluppata come valido strumento di risparmio energetico. Tabella 1: Performance della micro-turbina a gas per temperatura ambiente pari a 15 C e 35 C. Temperatura dell aria 15 C Temperatura dell aria 35 C m (kg/s) P e (kw e ) η e t out ( C) m (kg/s) P e (kw e ) η e t out ( C) Come motore primo, per questa analisi, si considera una micro-turbina a gas da 30[kW e ]. Il modello considerato è piuttosto comune e disponibile sul mercato. Le performance sono riportate nella tabella 1 nelle condizioni standard ed alla temperatura di 35 C. Le performance a 35 C sono stimate ipotizzando che sia trascurabile la portata di combustibile rispetto alla portata di aria all ingresso del compressore. Con questa assunzione, una variazione della temperatura ambiente da T amb,1 a T amb,2 porta ad una variazione della portata di massa all uscita della turbina che può essere scritta come: m T 2 amb,1 k m m T 1 amb,2-11-

12 Assumendo una capacità termica specifica costante per i gas esausti della micro-turbina a gas, il rapporto fra le potenze termiche disponibili alle differenti temperature può essere espresso come: Q Q out,2 out,1 m T 2 m 1 T out,2 out,1 Poiché vale la relazione generale: 1 Q out P e 1 η e allora: Q Q out,2 out,1 P e,2 P e,1 1 η 1 η e,2 e,1 T T a,2 a,1 1 1 k k p m T T 1 kη η 1 η e,1 out,2 out,1 e,1 T T a,2 a,1 1 k 1 L ultima equazione mette in relazione T out,2 con la temperatura ambiente T a,2 ; i coefficienti k p e k η possono essere valutati dai diagrammi disponibili presso i costruttori. I dati riportati in tabella sono ottenuti applicando le equazioni (11) e (14) ed assumendo una temperatura ambiente di 35 C. I dati della tabella 1 sono utilizzati nell analisi del jet refrigeration system insieme all assunzione di m T T out,2 out,1 T T capacità termica specifica costante, pari a 1,1[kJ/kgK], per i gas di scarico. I risultati riportati in fig. 8 sono riferiti ad un ciclo supercritico di HFC-134a operante fra le temperature 5 e 120 C, con una pressione massima di 42[bar], p 1-II /p 0-II 0.90 e λ2.06; i gas di scarico sono raffreddati fino a 100 C e si assume una differenza di temperatura media logaritmica di circa 100 C nello scambiatore di calore. Si ottiene una portata primaria di 0.296[kg/s] e 84[kW th ] di potenza termica sono rilasciati dal ciclo refrigerante all ambiente. Questi ultimi, somma del calore recuperato e della potenza refrigerante, sono in parte (12%) rilasciati ad una temperatura fra i 61.5 e 40 C; la restante parte (88%) è espulsa attraverso la condensazione del HFC-134a a 40 C. La fig. 9 si riferisce al caso in cui parte del calore recuperato dalla micro-turbina a gas è dedicato alla produzione di acqua sanitaria: con le stesse assunzioni sul ciclo, 16[kW th ] di potenza refrigerante sono ottenuti dal raffreddamento dei gas di scarico a 150 C, mentre 15[kW th ] di potenza termica sono recuperati raffreddando i gas da 150 a 100 C. a,2 a,1-12-

13 Fig. 8: Esempio di profilo di temperatura nello scambiatore di calore di una micro-turbina a gas nel caso di recupero termico completo. Fig. 9: Esempio di profilo di temperatura nello scambiatore di calore di una micro-turbina a gas nel caso di tri-generazione. -13-

14 Come ulteriore esempio supponiamo di recuperare solo parte del calore disponibile allo scopo di raffreddare l aria prima dell ingresso in turbina. Questa procedura può essere adottata durante il periodo estivo per migliorare l efficienza della turbina. Assumendo una temperatura ambiente di 35 C, una potenza termica di 6[kW th ] è necessaria per portare 0.3[kg/s] di aria necessari alla turbina da 35 a 15 C. Un ciclo ad ammoniaca con temperatura di evaporazione primaria di 120 C (con pressione di evaporazione vicina a 92[bar]) surriscaldata a 140 C, con temperatura di evaporazione secondaria di 5 C, p 1-II /p 0-II 1 e λ3.6 permette di raggiungere COP0.26 con una temperatura di condensazione di 50 C (che permette l uso di uno scambiatore di calore aria-ammoniaca). Il ciclo frigorifero richiede una potenza termica di 23[kW th ], mentre 29[kW th ] sono rilasciati in ambiente. La portata massica di aria primaria richiesta è 0.021[kg/s]; le dimensioni dell ugello richieste per il processo di espansione dalla pressione di evaporazione alla pressione di miscelazione (circa 5[bar]) sono 1.3[mm] per il diametro di gola (assumendo espansione isoentropica e velocità uniforme) e 2.5[mm] per il diametro esterno. Il diametro della sezione dopo la miscelazione, a valle dell onda d urto sarà di 3.4[mm]. L eiettore, anche se di dimensioni estremamente piccole, è tecnologicamente realizzabile. Sezioni maggiori si dovranno prevedere se al posto dell ammoniaca si usa HFC-134a: in questo caso i diametri saranno rispettivamente di 4.5, 7.8 e 9.5[mm]. I dati sono riferiti ad un ciclo supercritico (42[bar], 120 C), con una temperatura di evaporazione di 5 C. Il COP basso (0.13), a causa della temperatura di condensazione relativamente alta, che deve essere di almeno 50 C, richiede che quasi tutto il calore disponibile sia recuperato. Come conseguenza in ambiente è rilasciata una potenza termica di 52[kW th ] (80% in più rispetto al ciclo con ammoniaca). Un eiettore simile a quello descritto risulta essere sufficientemente compatto da poter essere integrato nella micro-turbina a gas. Sistemi refrigeranti ad assorbimento con una potenza refrigerante nominale di 6[kW th ] attualmente non sono disponibili sul mercato poiché la complessità di questa tecnologia rende economicamente svantaggiosa la realizzazione di sistemi di queste dimensioni. Per queste potenze, pertanto, sono usati sistemi tradizionali con compressore. Tuttavia questi ultimi non sono facilmente integrabili con micro-turbine a gas. -14-

15 Conclusioni. È stata condotta un analisi termodinamica dell eiettore e delle performance del jet refrigeration system. I risultati delle analisi suggeriscono le osservazioni seguenti: 1. Eiettori con fluido singolo sono caratterizzati da basse efficienze (η E ). I migliori risultati si ottengono con rapporti di trascinamento λ prossimi a 1; valori più alti producono grosse perdite a causa dell urto che nuoce gravemente alle prestazioni dell eiettore; l efficienza dell eiettore aumenta se si usano gas con struttura molecolare semplice. 2. Le performance del jet refrigeration system, sono abbastanza basse come conseguenza della bassa efficienza intrinseca dell eiettore. La condensazione con aria ambiente richiede temperature di condensazione relativamente elevate (40 C se si usano torri evaporative ad acqua, 50 C per scambiatori di calore). Alti valori di λ sono necessari per ottenere il rapporto di compressione richiesto. Come conseguenza COP superiori a 0.3 sono difficilmente realizzabili. L efficienza del ciclo aumenta se è disponibile acqua di raffreddamento a C. Ad esempio un sistema di refrigerazione che usa acqua come fluido di processo, che lavora fra le temperature t 0-I 150 C e t 0-II 5 C con temperatura di condensazione di 20 C si avvicina a COP 1. Si osservi che i sistemi ad assorbimento delle stesse potenze nominali dei sistemi analizzati raggiungono COP 0.7 in condizioni di progetto. 3. Una possibile strategia di tri-generazione presa in considerazione prevede il recupero termico da una micro-turbina a gas della potenza di 30kW e, con lo scopo di raffreddare la portata di aria in ingresso al compressore. Un analisi preliminare ha permesso di determinare che le dimensioni dell eiettore sono tali da permettere una facile integrazione dello stesso con una tipica turbina disponibile sul mercato. Tuttavia si riescono ad ottenere valori di COP bassi e sono richiesti scambiatori di calore con superfici molto grandi per disperdere il calore in eccesso in ambiente. -15-