AICARR CDA GENNAIO 2004

CDA1_01 13-01-2004 17:01 Pagina 1

Reed Business Information Spa - Sped. abb. post. 45% art. 2 comma 20/B legge 662/96 Filiale di Milano- ISSN 0373-7772 Prezzo di copertina € 6,80

Determinare i valori in ambiente

Edificio Impianto Validazione dei codici di calcolo

Pannelli a parete Criteri di dimensionamento

Generatori di calore Incrementare l’efficienza energetica

Consumi degli edifici

DELL’ARIA • RISCALDAMENTO REFRIGERAZIONE • ORGANO DIRETTIVO NAZIONALE DELL’AICARR TO EN M

Coefficienti di scambio termico

CON DI ZI O N A

La politica energetica comunitaria

MCE 2004 Il programma dei convegni

CDA1_05 13-01-2004 14:13 Pagina 5

Sommario N.1/Gennaio 2004

cda

Comitato di redazione

Direttore Scientifico Direttore editoriale Redattori

Segreteria

Franco Adami, Claudia Calabrese, Gianvincenzo Fracastoro, Renato Lazzarin, Eleonora Monti, Ubaldo Nocera, Michele Vio

7

Divieto di fumo L. De Santoli

22

Brunella Chiari, Paola Fabbri

M.A. Cucumo, V. Ferraro, D. Kaliakatsos, V. Marinelli

31

CDA CONDIZIONAMENTO DELL’ARIA RISCALDAMENTO REFRIGERAZIONE Direttore responsabile Emile Bernard Blomme. Registrazione Tribunale di Milano n. 4545 del 7-21958. Iscrizione al ROC n. 1136. La Direzione non risponde delle idee od opinioni espresse dagli autori nei loro articoli - Copyright Reed Business Information Spa - Milano Italia.

Terminato di stampare 21-01-2004 presso Teograf, via Tacito 15/17, Corsico (MI) Testata volontariamente sottoposta a certificazione di tiratura e diffusione in conformità al Regolamento C.S.S.T. Certificazione Stampa Specializzata Tecnica Per il periodo 01/01/2002-31/12/2002 Tiratura media n. 4.169 copie Diffusione media n. 3.799 copie Certificato CSST n. 2002-578 del 21/02/2003 Società di Revisione Grant Thornton Spa Tiratura del presente numero: n. 3.800 copie

Stato dell’arte

Incrementare l’efficienza energetica

Prezzo di copertina 2003 Un fascicolo Euro 6,60 Arretrato Euro 13,20 Abbonamenti 2004 Italia Euro 74,00 Estero $ 111.00 Euro 111,00 La rivista è inviata ai Soci AICARR. Il prezzo dell’abbonamento è incluso nella quota associativa.

I prezzi degli abbonamenti sopra indicati si riferiscono ad acquisti singoli; per acquisti di abbonamenti cumulativi (oltre le 100 unità) si prega di contattare l'ufficio abbonamenti allo 02-81.830.221.

Organo direttivo nazionale dell’AICARR (Associazione Italiana Condizionamento dell’Aria Riscaldamento Refrigerazione). Associata Rehva, Ashrae, IIF, UNI, CTI, Via Melchiorre Gioia n.168 - 20125 Milano Telefono 02/67479270 fax 02/67479262 Gli abbonamenti possono essere sottoscritti anche versando il relativo importo sul c/c postale n. 33668666 intestato a Reed Business Information Spa Viale G. Richard 1/a, 20143 Milano.

L’iva sugli abbonamenti, nonché sulla vendita di fascicoli separati, è assolta dall’Editore ai sensi dell’art. 74 primo comma lettera C del DPR 26/10/72 N. 633 e successive modificazioni ed integrazioni.

Pertanto non può essere rilasciata fattura.

Questa rivista Le è stata inviata tramite abbonamento.

L’indirizzo in nostro possesso verrà utilizzato, oltre che per l’invio di questo periodico, anche per l’inoltro di altre riviste o di proposte di abbonamento o promozioni commerciali. Ai sensi della legge 675/96 è Suo diritto chiedere la cessazione dell’invio e/o l’aggiornamento dei dati in nostro possesso.

Spedizione in abbonamento postale 45%-art.2 comma 20/B legge 662/96 - Milano Reed Business Information SpA è associata a

Ricerca

I coefficienti di scambio termico convettivi e radiativi

Renato Lazzarin Franco Adami Adriana Del Longo, Eleonora Monti, Federica Orsini, Stefano Rimassa

Editoriale

R. Lazzarin

38

Stato dell’arte

Simulazione dinamica del sistema edificio-impianto L. Cecchinato, R. Del Bianco, L. Schibuola

48

Dimensionamento dei pannelli radianti a parete C. La Torre

54

Normativa

Migliorare le prestazioni energetiche degli edifici G. Cellai, P. Gallo

61

31

Impianti

Climatizzazione con deumidificazione chimica A. D’Ascanio, R. Lazzarin

68

Consulenza elettrotecnica

Le applicazioni del rifasamento

61

A. Porro

Le Rubriche pag. 13

Associato all’USPI Unione Stampa Periodica Italiana

pag. 72

www.reedbusiness.it

cda 5

Sistemi

Panorama Attualità & Mercato Prodotti & Cataloghi Aicarr News

pag. 76

Block notes Convegni & Mostre

pag. 79

Si parla di…

n.1 gennaio 2004

CDA1_07 13-01-2004 12:26 Pagina 7

cda Editoriale

Livio De Santoli

Divieto

di fumo ultima battaglia dei netadini”? Come si concilia l’aspetto della simici del fumo è stata curezza sui luoghi di lavoro? sferrata dall’autorevole Che evidenza scientifica ha la concenrivista medica britannitrazione limite di 1 µg/m3 di nicotina? ca Lancet, che chiede a Gli ambienti interni sono caratterizzati dalBlair di considerare il tabacco fuorilegge. la concentrazione di determinati inquinanti Non in modo così intimidatorio, ma anche presenti, i quali dovrebbero essere elenle recenti disposizioni legislative comunitarie cati e descritti nei regolamenti locali d’iLivio De Santoli, Preconsiderano il fumo di tabacco la più imgiene, così come vogliono le “Linee guisidente della Commissione Tecnica e Norportante causa di morte prematura nei Paeda per la tutela e la promozione della samativa si sviluppati, tale da costituire uno dei prolute negli ambienti confinati” (G.U. n°276 blemi più gravi di sanità pubblica. Viene del 27/11/01). ritenuto indispensabile, nell’ambito delle reciproche Più in generale il Ministero della Salute dovrebbe essere competenze a livello centrale e territoriale, determinare particolarmente interessato al ruolo degli impianti per la e sviluppare un approccio globale alle problematiche del salute delle persone, anche in casi diversi dal tabacco. Le tabacco che comprenda interventi educativi, offerte di stime della mortalità complessiva della popolazione ansostegno, norme restrittive per il controllo del fumo di ziana sopra i 65 anni nel periodo critico che va dalla metabacco negli ambienti pubblici. tà di luglio alla fine dello scorso mese di agosto, a cauQuesto è il motivo del Convegno organizzato a Roma il sa dell’ondata di caldo torrido che ha investito l’Europa, 6 febbraio prossimo da Aicarr con l’Università La Sapienza proiettano dati da bollettino di guerra: circa 30.000 in Frandi Roma e il Ministero della Salute sulle disposizioni cia e quasi 8.000 in Italia, con incrementi superiori al 40% dell’art. 51 della Legge 16-1-03 in materia di tutela rispetto al 2002 nei centri urbani. della salute dei non fumatori, con il divieto di fumare nei Dati impressionanti, che fanno pensare all’importanza dellocali pubblici e la progettazione di locali appositi per ful’aspetto impiantistico per il controllo del clima nelle nomatori dotati di idonei sistemi per la ventilazione. stre case. È l’occasione per discutere del provvedimento in emaCechov in un suo atto unico dà voce a un conferenziere nazione con l’accordo Stato-Regioni - provvedimento al che inizia il suo monologo commovente e spietato con i quale la Commissione Tecnica di Aicarr ha lavorato asguai provocati dal tabacco, ma l’articolazione del discorso siduamente – dove vengono definite le caratteristiche dequasi subito si trasforma in lamentele personali di un magli impianti di ventilazione. rito maltrattato e di un burocrate insoddisfatto, ed egli Dobbiamo essere chiari: tali impianti di ventilazione stesso conclude affermando che le conseguenze del tanon sono finalizzati alla tutela della salute dei presenbacco sono ben poca cosa se confrontate con la mancanza ti, siano essi fumatori o non fumatori, ma hanno il comdi ideali e della routine quotidiana senza amore. Promozione pito di evitare che il fumo secondario possa migrare in di stili di vita salutari e prevenzione dei danni alla salute: altri ambienti limitrofi e di migliorare il comfort ambientale. un convegno forse non basta, perché la diffusione delÈ un dibattito molto importante. la cultura del benessere di un ambiente confinato non saEsistono “livelli minimi per il diritto alla salute dei citrà mai troppa.

L’

www.reedbusiness.it

cda 7

n.1 gennaio 2004

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 22

Ricerca

Mario Antonio Cucumo, Vittorio Ferraro, Dimitrios Kaliakatsos, Valerio Marinelli

I coefficienti di scambio termico convettivi e radiativi Determinare i loro valori all’interno degli ambienti

cda 22

La ricerca presenta i valori ottenuti sperimentalmente dei coefficienti di scambio termico convettivi e radiativi all’interno degli ambienti, per varie tipologie di riscaldamento e di raffrescamento.

Per determinarli, sono stati utilizzati i valori sperimentali della temperatura superficiale media delle pareti e dell’aria interna in una stazione di prova.

a determinazione dei coefficienti di scambio termico convettivi e radiativi all’interno degli ambienti è di particolare importanza nell’analisi termofisica ed energetica dell’edificio.

Molto spesso, nei calcoli tecnici, tali coefficienti non vengono valutati in modo separato, ma si utilizza un unico coefficiente di scambio termico, denominato coefficiente liminare o adduttanza superficiale. Questi coefficienti vengono di solito assunti costanti nel tempo, come suggerito dalle norme [1, 2, 3], mentre essi in realtà cambiano continuamente al variare delle temperature superficiali delle pareti e dell’aria interna.

Nel lavoro vengono presentati i valori di tali coefficienti, ottenuti sperimentalmente secondo le modalità di seguito descritte, per varie tipologie di riscaldamento e di raffrescamento degli ambienti. Per la loro determinazione sono stati utilizzati i valori sperimentali della temperatura superficiale media delle pareti e della temperatura media dell’aria interna in una stazione di prova opportunamente strumentata e funzionante nelle condizioni reali del clima esterno e interno.

L

n.1 gennaio 2004

Metodo per determinare i coefficienti di scambio termico Il coefficiente di scambio termico convettivo tra una superficie interna i e l’aria ambiente è definito dalla nota equazione [4]:

(1)

dove T(y) è il profilo della temperatura dell’aria nella direzione y perpendicolare alla parete, Ti è la temperatura della superficie considerata e Ta è la temperatura media dell’aria interna.

Si può osservare, dall’esame dell’equazione (1), che il coefficiente di scambio termico convettivo è una quantità sempre positiva, sia quando il flusso di calore procede dalla parete all’aria (numeratore e denominatore dell’equazione positivi) sia quando la parete riceve calore dall’aria (numeratore e denominatore negativi).

www.reedbusiness.it

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 23

Essendo in condizioni di convezione naturale, si può fare ricorso, per il calcolo dei valori superficiali medi di hconv,i, alle correlazioni di McAdams [5], ottenute sperimentalmente per piastre piane di piccole dimensioni: per superfici verticali Nu=0,59 Ra1/4

Nu=0,13 Ra1/3

per 104 < Ra < 109 (regime laminare)

(2)

per 109 < Ra < 1013 (regime turbolento)

(3)

Il numero di Rayleigh, pari al prodotto del numero di Grashof per il numero di Prandtl, e il numero di Nusselt vanno calcolati alla temperatura di film, pari a (Ti+Ta)/2.

Nella letteratura più recente, sono state pubblicate nuove correlazioni per il calcolo del coefficiente dello scambio termico convettivo all’interno degli ambienti degli edifici, ottenute sperimentalmente su modelli in scala ridotta e in scala reale [6, 7, 8, 9].

Il lavoro di Khalifa e Marshall [6] appare uno dei più completi: in una stazione di prova di dimensioni 2,95 x 2,35 x 2,08 sono state ottenute, per diverse modalità di riscaldamento, varie correlazioni per superfici orizzontali e verticali. Le correlazioni hanno la forma:

per superfici orizzontali, con flusso di calore ascendente Nu=0,54 Ra1/4

Nu=0,14 Ra1/3

Nu=0,13 Ra1/3

h = C (∆T)n

per 105 < Ra < 107 (regime laminare)

(4)

per 2.107 < Ra < 3.1010 (regime turbolento)

(5)

per Ra > 3 . 1010 (regime turbolento)

(6)

l’equazione (6) è nota come correlazione di Fuji [4].

Per superfici orizzontali, con flusso di calore discendente Nu=0,27 Ra1/4

Tabella 1 -

per 3.105 < Ra < 1010 (regime laminare)

(7)

(8)

essendo ∆T la differenza di temperatura fra la parete e l’aria interna.

In tabella 1 sono riportati i valori delle costanti C e n per le principali correlazioni di Khalifa e Marshall, mentre in tabella 2 sono riportati i valori di C e n ricavati dagli autori per le correlazioni di McAdams applicate all’aria.

Nelle correlazioni di McAdams per il moto laminare è stato assunto il valore dell’altezza della parete di 2,08 m, al fine di ottenere correlazioni paragonabili a quelle di Khalifa e Marshall.

Gli autori hanno confrontato i valori dei coefficienti di scambio termico ottenuti mediante le correlazioni di Khalifa e Marshall con quelli ottenuti con le correlazioni di McAdams, per differenze di temperatura tra le superfici e l’aria ambiente variabili tra 1 e 10°C, ottenendo scarti tra il 10 e il 20%. Dato il buon accordo dei risultati, si è ritenuto preferibile utilizzare nel presente lavoro le correlazioni classiche di McAdams, sebbene esse siano state ricavate per piastre.

Valori delle costanti C e n per le principali correlazioni di Khalifa e Marshall

Configurazione

Superficie

C

n

Riscaldamento con radiatore posto sulla parete adiacente alla superficie verticale trasmittente.

verticale

2,07

0,23

Riscaldamento con pavimento radiante

soffitto

2,72

0,13

Parete dietro il radiatore

verticale

1,98

0,32

Radiatore posto sotto la finestra

verticale

2,30

0,24

soffitto

3,10

0,17

Riscaldamento con pavimento radiante

pavimento

2,27

0,24

Tabella 2 -

cda 23

Valori delle costanti C e n per le correlazioni di McAdams

Regime di moto

Superficie

C

n

Moto turbolento

verticale

1,61

0,33

Moto laminare - Flusso di calore ascendente

orizzontale

1,18

0,25

1,73

0,33

orizzontale

0,59

0,25

Moto turbolento - Flusso di calore ascendente Moto laminare - Flusso di calore discendente

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 24

Ricerca

Coefficiente di scambio termico radiativo Nel modello di calcolo proposto, l’ambiente viene considerato come una cavità costituita da otto pareti grigie con superfici interne isoterme (sei pareti opache, una porta e una finestra), che scambiano tra di loro, a causa delle differenze di temperatura, energia termica radiante nel campo dell’infrarosso.

In funzione delle temperature superficiali interne e delle emissività delle superfici vengono calcolate le radiosità di superficie, risolvendo il sistema delle otto equazioni:

(9)

cda 24

Ciascuna delle equazioni di cui sopra discende direttamente dalla definizione di radiosità.

I fattori di vista presenti nelle equazioni (9) possono essere calcolati in modo analitico per le superfici parallele e perpendicolari con uno spigolo in comune, mentre i fattori di vista tra la finestra e la porta e le altre superfici vanno calcolati numericamente, applicando la definizione matematica del fattore di vista, che comporta una doppia integrazione [4].

La potenza radiativa netta scambiata tra la superficie i e la cavità risulta pari a:

Il concetto di coefficiente di scambio termico radiativo è un artifizio matematico e non ha un significato fisico reale. Infatti, è noto che l’aria presente negli ambienti è trasparente alla radiazione infrarossa (se si trascura l’assorbimento della CO2 e di altre sostanze assorbenti presenti), mentre l’equazione (11) suppone un trasferimento fittizio di energia termica radiante tra le pareti e l’aria interna.

Coefficiente di scambio termico liminare Nei calcoli tecnici viene spesso utilizzato il coefficiente di scambio termico liminare, denominato nella norma UNI 7357 [1] adduttanza unitaria superficiale, e nella più recente norma UNI 10344 [2] coefficiente superficiale di scambio termico.

Tale coefficiente è definito come somma algebrica del coefficiente di scambio termico convettivo e di quello radiativo. hlim, i = hconv,i + hrad,i

(13)

Nella figura 1 vengono infatti mostrati i quattro casi possibili del verso del flusso termico convettivo e radiativo: nel caso b (flusso convettivo uscente dalla parete e flusso radiativo netto entrante nella parete), il coefficiente di scambio termico radiativo è negativo e può risultare negativo anche il coefficiente di scambio termico liminare; la stessa cosa avviene nel caso c (flusso convettivo entrante e flusso radiativo uscente); nei casi a e d il coefficiente di scambio termico radiativo e il coefficiente liminare sono sempre positivi.

(10)

Tale grandezza risulta funzione della quarta potenza delle temperature, come è facile riconoscere osservando le equazioni (9); allo scopo di linearizzare l’equazione (10), si suole definire il coefficiente di scambio termico radiativo tra la superficie i e l’area interna, per mezzo dell’equazione: qi,cav=hrad,i Ai (Ti — Ta)

(11)

Eguagliando le equazioni (10) e (11), si ottiene l’espressione del coefficiente dello scambio termico radiativo della superficie i:

12)

n.1 gennaio 2004

Figura 1 - Versi possibili del flusso termico convettivo e radiativo e corrispondenti segni dei coefficienti di scambio termico radiativo e liminare.

www.reedbusiness.it

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 25

Dati sperimentali Presso il Dipartimento di Meccanica dell’Università della Calabria è operativa una Stazione di Prova a orientamento variabile per studi e sperimentazione sul comportamento energetico dell’edificio [10]. Essa consiste in un monolocale costruito con materiale edilizio di inerzia termica paragonabile a quella degli edifici reali, provvisto di vari impianti di riscaldamento invernale e raffreddamento estivo.

La stazione di prova, avente dimensioni nette 4 x 4 x 3,2 m, costruita con ossatura portante in cemento armato, è composta da cinque pareti (tre verticali, tetto e pavimento) “quasi adiabatiche” e da una parete “trasmittente”. Le pareti “quasi adiabatiche” verticali sono del tipo a cassa vuota, realizzate con doppio strato di mattoni forati da 8 cm. L’intercapedine tra i due mattoni (spessore 30 cm) è riempita da isolante termico tipo styrodur in lastre rigide. La parete finita (compresi gli intonaci) ha uno spessore complessivo di 50 cm e una trasmittanza di 0,1 W/m2K. La parete “trasmittente” è stata realizzata con mattoni isolanti dello spessore di 30 cm, con struttura alveolare (tipo Alveolater); la sua trasmittanza è di 0,94 W/m2K. Il solaio è coibentato con 30 cm di isolante termico e ha una trasmittanza di 0,11 W/m2K. Le superfici interne della stazione di prova sono provviste di 31 termoresistenze per la misura delle temperature superficiali (8 sensori sulla parete trasmittente, 4 su ciascuna altra parete, 2 sulla finestra e 1 sulla porta), mentre la temperatura dell’aria interna è misurata da 10 termoresistenze opportunamente disposte all’interno dell’ambiente. Per la misura delle temperature si è preferito l’impiego di termoresistenze PT 100 ohm di classe 1/3 DIN, al posto delle termocoppie, per ridurre l’errore di mi-

sura a 0,1 ÷ 0,15°C. I segnali dei sensori, opportunamente trattati mediante moduli di condizionamento a 32 canali dell’input analogico, vengono acquisiti, tramite una scheda di conversione analogico-digitale, da un PC provvisto di software dedicato (LabWiew 5.1) collocato all’interno della stazione di prova.

Le temperature medie di parete vengono calcolate mediando i valori delle singole termoresistenze poste sulle pareti e la temperatura media dell’aria facendo una media dei valori forniti dai 10 sensori.

I dati vengono acquisiti con la frequenza di quattro minuti e trasformati nei valori medi orari.

Sono state osservate differenze massime di temperatura tra le misure dei sensori dell’aria dell’ordine di 1,5°C nel caso di riscaldamento con ventilconvettore, di 1°C nel caso di riscaldamento con radiatore e di 0,3°C nel caso di riscaldamento con pavimento radiante.

Le differenze massime di temperatura superficiale su ogni singola parete sono risultate generalmente di 1-2°C. I valori del coefficiente di scambio termico convettivo interno delle pareti della stazione di prova sono stati ottenuti utilizzando le correlazioni di McAdams e i valori sperimentali delle temperature medie superficiali di parete e della temperatura media dell’aria interna facendo riferimento ai valori medi orari di tali temperature.

I valori del coefficiente di scambio termico radiativo sono stati determinati calcolando, in funzione delle temperature medie superficiali orarie sperimentali, le radiosità di parete e applicando l’equazione (12) di definizione del coefficiente di scambio termico radiativo.

A titolo di esempio, è riportato in figura 2 l’andamento dei valori medi orari della temperatura dell’aria interna ed ester-

25 hlim (W/m2 K)

Ta (°C)

25

cda 25

20 15 10

0 -25 -50 -75

-100 0

2

4

6

8

Ta,int (°C)

10 12 14 16 18 20 22 24 Ora Ta,est (°C)

a) - Andamento della temperatura dell’aria interna ed esterna

0

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22 24 Ora Parete 4

Parete 2

Parete 8

c) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 1, 2, 4 e 8

20

7 hlim (W/m2 K)

hlim (W/m2 K)

2

Parete 1

15 10 5

6,5 6 6,5 5 4,5

0

4 0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22 24 Ora 5 Parete 6 (Soffitto) Parete 5 (Pavimento)

b) - Andamento del coefficiente liminare per il pavimento ed il soffitto

0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22 24 Ora Parete 3 Parete 7

d) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 3 e 7

Figura 2 - Andamento orario dei coefficienti liminari per il 5/03/1999 (riscaldamento con radiatore)

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 26

25

hlim (W/m2 K)

Ta (°C)

Ricerca

20 15 10

20 0

-20

5

-40

0 1

2

3

4

5

Ta,int (°C)

6

7 8 N° Giorno

1

3

4

5

Parete 2

6

7 8 N° Giorno Parete 4

Parete 8

c) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 1, 2, 4 e 8 hlim (W/m2 K)

40

2

Parete 1

Ta,est (°C)

a) - Temperatura giornaliera media dell’aria interna ed esterna hlim (W/m2 K)

40

7

6,5

30 20

6

5,5 10

5

0

4,5 1

2

3

4

Parete 6 (soffitto)

5

6

7 8 N° Giorno Parete 5 (pavimento)

1

2

3 Parete 3

b) - Andamento del coefficiente liminare per il soffitto ed il pavimento

4

5

6

7 8 N° Giorno

Parete 7

d) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 3 e 7

Figura 3 - Coefficienti liminari giornalieri medi nei giorni 1-8 marzo 1999 (riscaldamento con radiatore)

cda 26

na e dei coefficienti di scambio termico liminare per le otto pareti della stazione di prova nell’arco di una giornata.

I numeri 1, 2 e 4 si riferiscono alle pareti verticali coibentate, il 3 si riferisce alla parete verticale trasmittente, il 5 al pavimento, il 6 al soffitto, il 7 alla finestra, l’8 alla porta. Le figure b), c) e d) mostrano la variabilità oraria dei coefficienti liminari.

A causa della loro variabilità oraria, si è ritenuto utile fare riferimento ai valori giornalieri medi dei coefficienti di scambio termico liminare. In figura 3 è riportato l’an-

hlim (W/m2 K)

Ta (°C)

25

damento delle temperature dell’aria e dei coefficienti liminari giornalieri medi determinati in un periodo di tempo nel quale la stazione di prova è stata riscaldata con il radiatore. La figura 4, invece, si riferisce a un periodo di riscaldamento della stazione di prova con il ventilconvettore.

Data la variabilità dei coefficienti di scambio termico medi giornalieri, sono stati ricavati i valori medi dei coefficienti convettivi, radiativi e liminari su periodi della durata di alcuni mesi, per varie modalità di riscaldamento e raffrescamento della stazione di prova.

20 15

75 50 25 0

10

-25 -50

5 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 N° Giorno Ta,int (°C)

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 N° Giorno Parete 1 Parete 2 Parete 4 Parete 8

Ta,est (°C)

30

c) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 1, 2, 4 e 8 hlim (W/m2 K)

hlim (W/m2 K)

a) - Temperatura giornaliera media dell’aria interna ed esterna

25 20 15 10

7,5 7 6,5 6 5,5

5

5

0

4,5 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 N° Giorno Parete 6 (soffitto) Parete 5 (pavimento)

b) - Coefficiente liminare giornaliero per il pavimento ed il soffitto

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 N° Giorno Parete 3 Parete 7 d) - Andamento del coefficiente liminare per le pareti 3 e 7

Figura 4 - Coefficienti liminari giornalieri medi nei giorni 9-26 marzo 1999 (riscaldamento con ventilconvettore)

n.1 gennaio 2004

www.reedbusiness.it

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 27

Tabella 3 -

R

Coefficienti medi di scambio con diverse modalità di riscaldamento e raffrescamento

Parete 1 - Nord hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Parete 2 - Est hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

1,53

0,66

2,19

1,4

-1,8

-0,42

Pr-i 1,02

11,36

12,38

1,0

6,8

7,81

Pr-e 1,12

-1,16

-0,04

1,0

3,1

4,11

Vi

1,62

-0,13

1,49

1,5

-2,4

-0,89

Ve

0,88

-1,16

-0,28

1,0

1,4

2,37

Ei

2,28

6,84

9,12

2,3

5,4

7,68

Ee

0,99

0,16

1,15

1,0

-2,2

-1,27

Parete 3 - Sud hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Parete 4 - Ovest hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

2,39

4,34

6,73

1,28

-3,39

-2,10

R

Pr-i 2,21

6,00

8,21

0,88

13,39

14,27

Pr-e 1,85

2,68

4,53

0,84

1,66

2,50

Vi

2,40

3,87

6,27

1,52

-1,31

0,21

Ve

1,26

8,04

9,30

1,46

3,18

4,64

Ei

1,87

4,04

5,91

1,15

-2,22

-1,07

Ee

1,85

6,27

8,12

0,91

7,20

8,11

Pavimento hconv (W/m2K)

Soffitto hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

0,54

2,52

3,06

0,49

11,82

12,31

R

Pr-i 2,48

5,67

8,15

0,38

-1,20

-0,82

Pr-e 0,63

4,82

5,45

0,41

19,17

19,58

Vi

0,57

2,13

2,70

0,38

38,62

39,00

Ve

0,70

10,46

11,16

0,53

4,64

5,17

Ei

0,39

7,02

7,41

0,46

6,12

6,58

Ee

0,56

-6,10

-5,54

0,43

14,65

15,08

Finestra hconv (W/m2K)

Porta hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

R

2,03

4,49

6,52

1,66

1,34

3,00

Pr-i 1,91

5,91

7,82

1,35

9,30

10,65

Pr-e 1,53

2,08

3,61

0,96

4,60

5,56

Vi

2,12

7,32

9,44

1,75

0,69

2,44

Ve

1,59

5,22

6,81

1,05

-1,43

-0,38

Ei

1,78

10,66

12,44

0,86

7,32

8,18

Ee

1,55

6,66

8,21

0,98

3,41

4,39

cda 27

LEGENDA: R: Radiatore; Ve: Ventilconvettore estate; Vi: Ventilconvettore inverno; Pr-e: Pavimento radiante estate; Pr-i: Pavimento radiante inverno; Ei: Evoluzione libera inverno; Ee: Evoluzione libera estate

La stazione di prova è stata riscaldata nel periodo invernale per mezzo del radiatore, del ventilconvettore e del pavimento radiante, ed è stata raffrescata in estate per mezzo del ventilconvettore e del pavimento radiante.

Sono stati altresì calcolati i coefficienti di scambio in periodi nei quali gli impianti erano spenti e la stazione di prova era in regime di evoluzione libera del campo termico.

In tabella 3 sono riportati i coefficienti convettivi, radia-

www.reedbusiness.it

tivi e liminari per le varie pareti, con le diverse modalità di riscaldamento e raffrescamento.

Dall’esame della tabella si osserva che nel riscaldamento con radiatore, il coefficiente liminare per le pareti verticali isolate (pareti 1, 2, 4) varia tra –2,1 e 2,2; nel riscaldamento con ventilconvettore esso varia tra –0,9 e 1,5; nel riscaldamento con pavimento radiante tra 7,8 e 14,3. Per la parete verticale trasmittente (parete 3) si ha il valore

n.1 gennaio 2004

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 28

Ricerca

Tabella 4 -

Parete 1 - Nord hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Parete 2 - Est hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

1,1

2,7

3,8

1,1

3,8

4,9

Parete 3 - Sud hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Parete 4 - Ovest hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

1,9

5,4

7,4

1,1

4,0

5,1

Pavimento hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Soffitto hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

0,8

2,8

3,6

0,5

13,0

13,4

Finestra hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

Porta hconv (W/m2K)

hrad (W/m2K)

hlim (W/m2K)

1,7

5,9

7,6

1,2

3,2

4,4

Tabella 5 -

cda 28

Valori medi annuali dei coefficienti di scambio termico

Coefficienti di scambio termico liminare (W/m2K)

NORMA

Superfici Verticali

Superfici Orizzontali Flusso Termico diretto verso l’alto

Superfici Orizzontali Flusso Termico diretto verso il basso

UNI 7357

8,14

9,3

5,81

UNI 10344

7,70

7,7

7,70

EN ISO 6946

7,69

10,0

5,88

di 6,7 nel riscaldamento con radiatore, 6,3 nel riscaldamento con ventilconvettore, 8,2 nel riscaldamento con pavimento radiante. Il pavimento presenta un coefficiente liminare di 3,1 con radiatore, 2,7 con ventilconvettore, 8,1 con pavimento radiante.

Per il soffitto si hanno i valori di 12,3 con radiatore, 39 con ventilconvettore, –0,8 con pavimento radiante.

Nel caso di raffrescamento estivo con ventilconvettore il coefficiente liminare, per le pareti 1, 2, 4 varia tra –0,3 e 4,6, e tra –0,1 e 4,5 nel raffrescamento con pavimento radiante.

Per la parete trasmittente si ha il valore di 9,3 nel raffrescamento con ventilconvettore e 4,5 nel raffrescamento con pavimento radiante. Il coefficiente liminare del pavimento risulta 11,2 nel raffrescamento con ventilconvettore e 5,5 nel raffrescamento con pavimento radiante.

Il soffitto presenta i valori di 5,2 con l’uso del ventilconvettore e 19,6 con pavimento radiante. La finestra presenta valori compresi tra 6,5 e 9,4 nel riscaldamento e valori tra 3,6 e 6,8 nel raffrescamento con le varie modalità. La porta presenta valori tra 2,4 e 10,7 nel riscaldamento e tra –0,4 e 5,6 nel raffrescamento.

La tabella 4 riporta i valori medi annuali dei coefficienti di scambio termico sulle varie pareti, ottenuti come media dei valori orari rilevati in un intero anno di funzionamento della stazione di prova, prescindendo dalle modalità di riscaldamento e raffrescamento e includendo anche i dati relativi all’evoluzione termica libera. Si osservano valori compresi tra 3,8 e 5,1 per le pareti verticali adiaba-

n.1 gennaio 2004

tiche, il valore di 7,4 per la parete trasmittente, di 7,6 per la finestra, di 3,6 per il pavimento, di 13,4 per il soffitto, e di 4,4 per la porta.

Confronto con la normativa Le norme UNI 7357-74 [1], UNI 10344 [2] ed EN ISO 6946 [3] suggeriscono per le superfici verticali e orizzontali i coefficienti di scambio riportati in tabella 5.

Per i componenti trasparenti, la Norma UNI 10344 suggerisce l’uso della relazione:

(14)

Si osserva che i coefficienti di scambio ottenuti sperimentalmente per le pareti verticali adiabatiche, alle quali sono assimilabili le tramezzature interne degli edifici, sono variabili in corrispondenza del campo termico che si instaura e molto distanti dai valori suggeriti dalle norme (valori compresi tra 7,7 e 8,14).

Il coefficiente liminare della parete trasmittente, confinante con l’esterno, ottenuto sperimentalmente nel periodo di riscaldamento invernale con ventilconvettore e radiatore, risulta mediamente più basso del 15,58% rispetto al valore di 7,7 suggerito dalle norme più recenti. Per il riscaldamento con pavimento radiante lo scarto tra il valore spe-

www.reedbusiness.it

CDA1_22_30 13-01-2004 13:31 Pagina 29

rimentale e il valore della norma è del 6,5%. Il valore sperimentale annuale medio del coefficiente di scambio, includendo anche i periodi di evoluzione libera, risulta più basso del 3,89% rispetto al valore delle norme.

I coefficienti liminari della finestra differiscono, in valore assoluto, nel caso di riscaldamento con ventilconvettore e radiatore, del 15-20% rispetto al valore ottenuto con l’equazione (14). Nel caso di riscaldamento con pavimento radiante lo scarto è del 2,5%.

Il coefficiente di scambio sperimentale per il soffitto nel caso di riscaldamento con radiatore risulta superiore del 23% rispetto al valore suggerito dalla norma EN ISO 6946, mentre nel caso di riscaldamento con ventilconvettore, e con pavimento radiante, esso risulta alquanto distante dal valore della norma. Il soffitto della stazione di prova è piuttosto isolato, ed è dunque assimilabile ai soffitti degli ambienti confinanti con altri ambienti interni, ma non a quelli confinanti con l’esterno.

Il coefficiente di scambio sperimentale per il pavimento risulta pari a 2,7 nel caso di riscaldamento con ventilconvettore a 3,1 nel caso di riscaldamento con radiatore, mentre è pari a 8,1 nel caso di riscaldamento con pavimento radiante.

La norma EN 1264-2 [11] suggerisce, per il calcolo del coefficiente di scambio termico dei pavimenti radianti, la correlazione: h= 8,92 (Tp — Ta)0,1

(15)

Tenendo conto dei valori medi della temperatura di parete e della temperatura dell’aria, il valore sperimentale di 8,1 risulta in ottimo accordo con i valori ottenibili mediante la (15).

Le norme sopra citate si riferiscono unicamente al riscaldamento invernale e non distinguono tra le varie modalità.

I dati sperimentali ottenuti mostrano, con l’eccezione della parete verticale trasmittente e del pavimento radiante, notevoli differenze rispetto ai valori suggeriti dalle norme; tali differenze sono imputabili alle distribuzioni di temperatura superficiale che si instaurano nella stazione di prova in corrispondenza delle diverse modalità di riscaldamento e di raffrescamento nel regime reale transitorio, mentre i valori suggeriti dalle norme sono stati calcolati in condizioni stazionarie assumendo opportuni valori di riferimento della temperatura dell’aria interna e dell’aria esterna.

Conclusioni Sono stati ottenuti valori sperimentali del coefficiente di scambio termico liminare parete-aria all’interno degli ambienti degli edifici, utilizzando i dati sperimentali di temperatura superficiale e di temperatura dell’aria rilevati in una stazione di prova avente inerzia termica paragonabile a quella degli edifici reali, e provvista di vari impianti di riscaldamento e raffrescamento.

I coefficienti ricavati presentano una notevole variabilità non

www.reedbusiness.it

solo a livello orario ma anche a livello medio giornaliero, come conseguenza della variabilità del campo termico delle pareti e della temperatura dell’aria interna, e risultano influenzati dalle modalità di riscaldamento invernale ed estivo.

Nel lavoro vengono presentati valori medi di tali coefficienti, nel periodo di accensione di ogni singolo impianto (2-3 mesi), nel caso di riscaldamento invernale con ventilconvettore, radiatore e pavimento radiante, e nel caso di raffrescamento estivo con ventilconvettore e pavimento radiante. Vengono, inoltre, forniti valori dei coefficienti con impianti spenti, in evoluzione termica libera della stazione di prova. Vengono infine forniti, per le varie pareti della stazione di prova, i valori medi annuali dei coefficienti, includendo in tale calcolo tutte le situazioni studiate. È stato effettuato un confronto tra i coefficienti ottenuti e quelli suggeriti dalle Norme per il riscaldamento invernale, in quanto le norme relative al raffrescamento estivo non suggeriscono l’uso di coefficienti ad hoc.

I valori sperimentali ottenuti per le pareti verticali adiabatiche sono molto distanti dai valori suggeriti dalle norme.

Il coefficiente liminare della parete trasmittente confinante con l’esterno, è in buon accordo con il valore suggerito dalle norme (7,7 W/m2K); la stessa cosa avviene per la finestra.

Il coefficiente liminare medio del pavimento risulta pari circa alla metà del valore suggerito dalle norme (2,9 contro 5,8) nel caso di riscaldamento con ventilconvettore e con radiatore. Per il riscaldamento con pavimento radiante il valore sperimentale di 8,1 è in buon accordo con la correlazione fornita dalla Norma EN 1264-2.

Il coefficiente liminare del soffitto risulta in ragionevole accordo con il valore della Norma EN ISO 6946 (12,3 contro 10) nel caso di riscaldamento con radiatore, mentre è pari a 39 nel caso di riscaldamento con ventilatore e a –0,8 nel caso di impiego del pavimento radiante. Il valore di 39 può dipendere dall’effetto di stratificazione dell’aria calda incrementato dalla presenza del ventilconvettore, nonché dalla forte coibentazione del soffitto. Il valore negativo del coefficiente, in presenza di pavimento radiante, è giustificato dal fatto che, a causa del calore trasmesso dal pavimento per irraggiamento, la temperatura superficiale del soffitto è più alta della temperatura media dell’aria all’interno del locale.

Da quanto sopra detto risulta che, se si vogliono ottenere dei valori “quasi esatti” del coefficiente di scambio termico in ogni situazione, è necessario calcolare la distribuzione delle temperature superficiali all’interno degli ambienti mediante un opportuno codice di calcolo transitorio, utilizzando la procedura di calcolo illustrata nel lavoro (equazioni 2-13).

Nel caso di raffrescamento estivo, il coefficiente di scambio termico della parete trasmittente è pari a 9,3 con l’impiego del ventilconvettore e 4,5 nel raffrescamento con pavimento radiante.

Il coefficiente liminare del pavimento è di 11,2 nel raffrescamento con ventilconvettore e 5,5 nel raffrescamento con pavimento radiante.

cda 29

n.1 gennaio 2004

CDA1_22_30 13-01-2004 18:48 Pagina 30

Ricerca

Il soffitto ha presentato il valore di 5,2 nel raffrescamento con ventilconvettore e di 19,6 con pavimento radiante.

Non essendovi nel raffrescamento estivo indicazioni delle norme sui coefficienti da usare, si raccomanda l’uso dei valori qui indicati.

[6] A.J.N. Khalifa, R.H. Marshall, Validation of heat transfer coefficients on interior surfaces using a real-sized indoor test cell, In. J. Heat mass Transfer, vol. 33, n° 10, pp. 2219-2236, 1990.

[7] E. Dascalaki, M. Santamouris, C.A. Balaras, D.N. Asimalopoulos, Natural convection heat transfer coeffi-

Prof. Mario Antonio Cucumo, Ing. Vittorio Ferraro, Prof. Dimitrios Kaliakatsos, Prof. Valerio Marinelli Dipartimento di Meccanica, Università della Calabria

cient from vertical and horizontal surfaces for building applications, Energy Buildings, 20, pp. 243-249, 1994.

[8] E.F. Altmayer, A.J. Gadgil, F.S. Bauman, R.C. Kammerud, Correlations for convective heat transfer from room surfaces, Ashrae Transactions, 89, (2A), pp. 61-77, 1983.

Bibliografia [1] Norma UNI 7357-74, Calcolo del fabbisogno termico per il riscaldamento di edifici.

[2] Norma UNI 10344, Riscaldamento degli edifici. Calcolo del fabbisogno di energia, November 1993.

[9] F.S. Bauman, A.J. Gadgil, R.C. Kammerud, E. Altmayer, M. Nansteel, Convective heat transfer in Buildings: recent research results, Ashrae Transactions, 89, (1A), pp. 215-233, 1983.

[3] Standard ISO 6946 Building components and Building

[10] M. Cucumo, D. Kaliakatsos, V. Marinelli, Stazione di

elements - Thermal Resistance And thermal trans-

Prova ad Orientamento Variabile, Condizionamento

mittance – Calculation method.

dell’Aria, Riscaldamento e Refrigerazione, n° 1, Gen-

[4] G. Guglielmini, C. Pisoni, Elementi di Trasmissione del Calore, Editoriale Veschi, Milano, 1990.

[5] W.H. McAdams, Heat Transmission, Third Edition,

naio 1998.

[11] EN 1264-2 Floor heating - Systems and components - Part 2: determination fo the thermal output, August 1997.

McGraw-Hill, 1954.

cda 30 RISCALDAMENTO DEI CAPANNONI INDUSTRIALI

IL MEGLIO A MENO !

NASTRO BREVETTATO DI FACILE, VELOCE E PERFETTA PERFETTA INSTALLAZIONE INSTALLAZIONE

Ecoline la nuova generazione dei r i s c a l d a m e n t i industriali

VIA LIRONE, 2 20068 PESCHIERA BORROMEO (MI) Tel. 02.55.30.82.26 - Fax 02.55.30.71.25

www.aircon.it e - mail: airconsrl@tin.it

CDA1_31_37 13-01-2004 13:32 Pagina 31

Stato dell’arte

Renato Lazzarin

Incrementare l’efficienza energetica I moderni generatori di calore Vengono analizzati gli sviluppi tecnologici relativi ai generatori di calore ai fini del miglioramento dell’efficienza istantanea e di quella stagionale. In particolare, si considera l’evoluzione subita dai bruciatori sia verso la modulazione continua della capacità sia nella premiscelazione e nella combustione a tappeto di fiamma. Oltre a dare tangibili benefici in termini di efficienza stagionale, queste tecniche consentono anche importanti riduzioni delle emissioni inquinanti.

Infine, si considera la caldaia a condensazione come stadio terminale di un’evoluzione che ha condotto a valori di resa stagionale assai prossimi al massimo teorico.

egli ultimi 30 anni la caldaia di riscaldamento ha subito un’autentica rivoluzione. Dalla netta prevalenza dei generatori di calore di media o elevata capacità a basamento al servizio di un intero caseggiato si è passati agli apparecchi murali al servizio del singolo appartamento o addirittura ai radiatori individuali al servizio del singolo locale.

Questa rivoluzione è stata favorita dalla crescente diffusione del gas naturale nel riscaldamento abitativo al posto del tradizionale gasolio, che ancora negli anni ‘60 e per parte dei ‘70 era il combustibile prevalente. Il cambiamento è stato innescato, però, soprattutto da un acceso spirito individualistico, dal momento che con il gas naturale potevano funzionare benissimo anche apparecchi di grande potenzialità. L’aspirazione al controllo di temperatura e tempi del riscaldamento prima della diffusione di affidabili (e non troppo costosi) sistemi per la contabilizzazione del calore ha indotto i costruttori edili a proporre in maniera ge-

N

www.reedbusiness.it

cda 31

neralizzata a partire dagli anni ‘80 impianti autonomi di riscaldamento. Essi costituivano elemento di pregio dell’abitazione, sempre evidenziato nelle inserzioni pubblicitarie (..termoautonomo..). Questa scelta apparentemente dissennata sul piano tecnico ed energetico (moltiplicazione dei punti di fiamma, aumento dei costi di manutenzione e sostituzione, più bassi rendimenti) va valutata secondo diverse chiavi di lettura.

In prima battuta, il risparmio energetico è stato consentito solo dalla riduzione dei tempi del riscaldamento e delle temperature interne, accettati solo in quanto l’utilizzatore usufruiva in toto del risparmio corrispondente. Infatti, la classica caldaietta a camera aperta, a fiamma pilota e regolazione ON-OFF, anche quando presentava un rendimento a regime dell’ordine dell’85%, in termini di resa stagionale andava poco sopra il 60% con l’andamento delle varie voci di perdita rappresentato in figura 1 [3]. È ben vero che le pesanti caldaie a basamento dell’epoca non si

n.1 gennaio 2004

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 32

Stato dell’arte

elevavano il rendimento al fatidico 90% [9].

Il rendimento stagionale si elevava anch’esso, ma, soprattutto a causa della scar100% sa efficienza ai carichi parziali, si resta al di (84-86)% TIPOLOGIA PERDITE (14-16)% fumi di scarico ed irraggiamento sotto dell’80% (fig. 2). Alla fine degli anni ‘80 (77-80)% venivano messi a punto i generatori di calore (69-73)% (6-7)% fiamma pilota (65-70)% dell’ultima generazione caratterizzati non tan(7-8)% accensioni e spegnimenti (59-65)% to da un elevatissimo rendimento nominale, funzionamento a carichi parziali (3-4)% condizioni diverse di installazione quanto da un rendimento stagionale assai vie dispersioni termiche (5-6)% ricambio d’aria cino a questo, soprattutto per merito della modulazione continua aria-gas (fig. 3), di fondamentale importanza proprio per gli apparecchi a impiego autonomo, quasi sempre RENDIMENTO STAGIONALE MEDIO = 62% di potenza esuberante rispetto alle necesFigura 1 - Rendimento e perdite stagionali di un generatore di sità dell’appartamento per poter produrre calore degli anni 80 istantaneamente l’acqua sanitaria [2,14,15].

Negli stessi anni trovava sviluppo compiuto la caldaia a condensazione, ostacolata, oltre che da costi iniziali elevati, da una granRENDIMENTI PERDITE de confusione sul piano normativo (in par100% ticolare per la disposizione delle condense TIPOLOGIA PERDITE (90-91)% acide). La condensazione consentiva sul (9-10)% fumi di scarico ed irraggiamento (77-82)% piano dei rendimenti il grande salto di qua(9-13)% accensioni e spegnimenti - lavaggi (73-80)% lità, non solo riducendo le perdite sui fumi, camera - funzionamento a carichi parziali ma sfruttando il calore latente in essi pre(2-4)% condizioni diverse di installazione sente, che per il gas naturale rappresenta una e dispersioni termiche quota di circa il 10% del potere calorifico.

Una buona caldaia a condensazione, ben inRENDIMENTO STAGIONALE MEDIO = 76,5% stallata su un impianto correttamente regolato, consente rendimenti stagionali fino Figura 2 - Rendimento e perdite stagionali tipici di una caldaia ad al 100% (sul PCI) che sono passibili di ultealto rendimento riori modesti miglioramenti a questo punto solo con interventi sull’impianto (sistemi di riscaldamento a bassa temperatura).

RENDIMENTI PERDITE Se questa è stata la vicenda che sul piano energetico ha neutralizzato la negatività 100% iniziale della scelta dei sistemi autonomi, c’è (90-91)% (88-90)% da fare i conti ancora sul versante sicurez(9-10)% fumi di scarico (87-90)% ed irraggiamento za. Come non bastasse, in maniera prepotente negli anni ‘90 si è posta anche la te(1-2)% accensioni e spegnimenti funzionamento a carichi parziali matica dell’inquinamento ambientale.

Dal punto di vista della sicurezza un contributo (2-4)% condizioni diverse di installazione decisivo è stato dato dall’elettronica con senRENDIMENTO STAGIONALE MEDIO = 88,5% sori di fiamma sempre più sofisticati (il sensore di fiamma a ionizzazione) e con tempi Figura 3 - Rendimenti e perdite stagionali per un moderno di intervento di chiusura del gas molto rapidi. generatore di calore In ogni caso la moltiplicazione dei punti di fiamma e l’installazione della caldaia murale comportavano molto meglio, ma con costi proporzionalmente nei locali abitati comporta una speciale attenzione sia a lipiù limitati sui sistemi di regolazione e di accensione povello manutentivo sia dal punto di vista dell’evacuazione tevano raggiungere facilmente risultati di gran lunga midei fumi. Sotto questo aspetto solo i sistemi di tipo C a cagliori. mera stagna danno adeguate garanzie nei confronti di Ci vorrà tutta la prima metà degli anni ‘80 con intervenproblemi di tiraggio che provocano ogni inverno centiti sul piano normativo per passare alla caldaia ad alto rennaia di incidenti, derivanti spesso più che da difettosità deldimento, in cui l’accensione piezoelettrica o elettronica, l’apparecchio da incuria manutentiva e sottovalutazione il tiraggio sempre più spesso forzato, un migliore isolamento del rischio (chiusura delle aperture di aerazione).

RENDIMENTI

cda 32

n.1 gennaio 2004

PERDITE

www.reedbusiness.it

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 33

Richiami di teoria della combustione Com’è noto, la combustione è un fenomeno chimico di ossidazione in cui l’ossigeno comburente (O2) si combina con gli atomi costituenti il combustibile. Gli elementi costituitivi tipici di un combustibile sono il carbonio (C) e l’idrogeno (H): lo zolfo (S), quando è presente, è un incomodo. L’analisi della combustione permette, dalla conoscenza dei reagenti, di determinare le specie e le quantità dei prodotti della combustione, quando la combustione sia completa.

Una combustione è completa quando fra i prodotti della combustione non vi sono sostanze combustibili, tipicamente ossido di carbonio (CO) o idrocarburi volatili (CXHy). È importante ottenere una combustione completa sia dal punto di vista del rendimento (gli incombusti rappresentano energia presente nel combustibile che non viene utilizzata) sia, forse ancor di più, per l’inquinamento ambientale.

Per ottenere una combustione completa si è ricorsi in passato a un adeguato eccesso d’aria, vale a dire facendo intervenire nella reazione più ossigeno (e quindi più aria) di quello strettamente necessario in base ai bilanci chimici (chiamato stechiometrico). Quest’intervento, non appena si riduca in maniera significativa la quota di incombusti, comporta un decadimento nel rendimento, vale a dire che per un certo eccesso d’aria si arriva a una frazione di incom-

www.reedbusiness.it

efficienza del generatore 1000

600

6.0

CO

5.0 400

Excess O2

4.0 3.0

CO Control Range

200

Percent excess O2

800

CO (ppm)

Le problematiche dell’inquinamento ambientale hanno spinto alcune comunità locali in Europa (Zurigo, Amburgo) a regolamentazioni restrittive sulle prestazioni degli apparecchi che con qualche modifica sono state fatte proprie spesso da normative o da marchi di qualità nazionali (per esempio il marchio Angelo Azzurro, der blaue Engel, in Germania) [1]. Queste normative hanno prodotto una potente spinta sui costruttori per un perfezionamento tecnologico che è riuscito in pochi anni a ridurre di un ordine di grandezza le emissioni inquinanti negli apparecchi più evoluti.

Con riferimento al gas naturale le emissioni inquinanti tipiche sono l’ossido di carbonio (CO) e gli ossidi di azoto (NOX).

Nel novero delle emissioni inquinanti non viene considerata l’anidride carbonica (CO2), che è il principale gas serra, la cui emissione si può ridurre (dal punto di vista della caldaia) incrementando il rendimento e che non è quindi passibile di riduzione a bassi livelli con interventi di altro tipo sull’apparecchio.

Nonostante iniziali obiezioni sull’eccessiva severità dei limiti di inquinamento imposti dai primi regolamenti locali, in pochi anni i costruttori sono andati ben al di là di tali limiti e in maniera particolarmente efficace proprio negli apparecchi murali di piccola taglia.

Si tratta ora di analizzare più in dettaglio i vari aspetti di quest’evoluzione tecnologica sommariamente descritta in un primo tempo sul versante dell’efficienza energetica, rimandando gli aspetti relativi all’inquinamento ambientale a un successivo appuntamento.

Una trattazione più accurata richiede, però, dei richiami almeno sommari della teoria della combustione.

2.0 1.0

0 0

5

10

15

20

25

30

35

40

eccesso d’aria

Figura 4 - Efficienza del generatore e incombusti in funzione dell’eccesso d’aria

kJ 8000 7000 6000

cda 33

5000 4000 3000 2000 1000 30 50

100

150

200

250

300

Figura 5 - Entalpia dei fumi in funzione della loro temperatura

busti non più significativa sotto il profilo energetico, ma ancora importante per l’inquinamento. Ulteriore abbattimenti di inquinanti per una data tecnologica comportano una riduzione progressiva del rendimento. Infatti, fissata la temperatura di scarico dei fumi, una maggiore quantità d’aria implica una maggiore quantità di fumi per ogni unità di energia prodotta (trasformata) e quindi una maggiore perdita in atmosfera (fig. 4). Questa perdita si può ridurre solo abbassando la temperatura dei fumi e/o riducendo l’eccesso d’aria.

I fumi di un combustibile desolforato contengono essenzialmente anidride carbonica, vapore d’acqua, l’ossigeno in eccesso e praticamente tutto l’azoto contenuto nell’aria di combustione (salvo una presenza di azoto nel combustibile). Dato che per bruciare 1 m3 di metano sono necessari 2 m3 di ossigeno e che per ogni m3 di ossigeno ve ne sono 4 di azoto nell’aria, ben si capisce che la quota prevalente nei prodotti della combustione è costituita da azoto (N2), nella misura di 8 m3 circa per ogni m3 di metano.

Un quantitativo minimo di azoto reagisce con l’ossigeno e

n.1 gennaio 2004

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 34

Stato dell’arte

dà luogo agli ossidi di azoto (NOX) che andranno considerati trattando le emissioni inquinanti. Il vapor d’acqua si trova normalmente nei fumi come tale e il suo calore latente va perduto in atmosfera. Tuttavia, se si raffreddano i prodotti della combustione, esiste una temperatura (data una certa composizione dei fumi) alla quale comincia a condensare il vapore d’acqua, cedendo il calore latente: è questa la temperatura di rugiada. A mano a mano che si scende al di sotto di questa temperatura la quota di vapore nei fumi va via via diminuendo e una frazione sempre maggiore del calore latente può essere utilizzata (fig.

5). Come si ricordava prima, questa quota per il metano è pari a circa il 10% del Potere Calorifico Inferiore (e sommata a questo dà il Potere Calorifico Superiore).

Si hanno ora gli strumenti idonei per esaminare le tecniche tese all’incremento dell’efficienza e alla riduzione delle emissioni inquinanti.

Figura 6 - Sistema di incentivazione dello scambio termico in un tubo di fumo (doc. Viessmann)

Evoluzione tecnologica per incrementare l’efficienza

cda 34

n.1 gennaio 2004

È lapalissiano, ma è necessario ricordarlo: per incrementare l’efficienza basta diminuire le perdite. Si tratta di identificarle, distinguendo le perdite nel funzionamento a regime nominale da quelle di tipo stagionale. Per le prime non è stato difficile ridurre la temperatura dei fumi allo scarico con superfici di scambio adeguatamente dimensionate e spesso incentivate in vario modo (fig. 6). È diventata pratica diffusa il sistema a tre giri di fumo in modo da scaricare i fumi a una temperatura di poche decine di gradi superiore a quella di rugiada per una combustione di gas naturale (o inferiore per una caldaia a condensazione).

Rispetto ai 180°C di scarico dei fumi di una caldaia tradizionale, si è scesi a temperature di poco superiori ai 100°C (o addirittura inferiori in presenza di tiraggio forzato).

Questo ha comportato un guadagno di rendimento valutabile in circa 3 punti percentuali.

Si è provveduto inoltre a coibentare il corpo caldaia con uno spessore di isolamento dell’ordine di almeno 10 cm.

Ciò ha ridotto le perdite per irraggiamento, consentendo di guadagnare almeno un altro punto percentuale.

Un altro importante intervento è stato la riduzione dell’eccesso d’aria. In realtà, come si ricorderà, questa riduzione si scontra con le esigenze di un basso inquinamento ambientale che impone, generalmente parlando, un adeguato eccesso d’aria per ridurre la presenza di incombusti. La riduzione dell’eccesso d’aria è stata possibile con il ricorso alla premiscelazione totale fra aria e combustibile che avviene ora prima della testa di combustione sia con bruciatori di tipo atmosferico sia ad aria soffiata (fig. 7) [2,17]. L’efficace miscelazione consente una combustione completa anche con ridotto eccesso d’aria. Il provvedimento può innalzare la resa da 1 a 3 punti percentuali a seconda della temperatura dei fumi. La premiscelazione totale consente inoltre la combustione superficiale che ha un ruolo importante sia nella riduzione di volume della camera di combustione sia nell’abbattimento drastico

Miscelatore

Aria

Aria

Gas

Ventilatore Ingresso aria

Figura 7 - Bruciatore a premiscelazione totale atmosferico e ad aria soffiata (doc. Ecoflam)

delle emissioni inquinanti, come verrà illustrato nel seguito.

Qualche cenno merita anche la combustione del gasolio, che conserva tuttora uno spazio di mercato non trascurabile. Anche qui l’aumento di rendimento nominale è passato attraverso un efficace raffreddamento dei fumi, tuttavia meno pronunciato che non per il gas naturale per la presenza di percentuali di zolfo nel combustibile. La formazione di condense con acido solforico è particolarmente temibile per l’integrità delle superfici di scambio (che spesso sono per questo realizzate in acciaio inox). È ben vero che altrettanto temibile è l’acido nitrico sviluppato per ossidazione dell’azoto contenuto nell’aria di combustione, ma la quantità prodotta, specie nei moderni sistemi di combustione, è da questo punto di vista, trascurabile.

Anche l’intervento di riduzione dell’eccesso d’aria si è reso possibile con i nuovi bruciatori a gasolio con pressione e livello di polverizzazione del combustibile più spinti. La tendenza tecnica è di muoversi verso la combustione radiante alla quale alla testa di combustione a microfiamme arrivi già una miscela di aria e gasolio vaporizzato [5].

Resta da dire delle tecniche di miglioramento del rendimento stagionale. Queste sono in parte legate a una corretta regolazione dell’impianto. Per esempio, il ricorso alla cosiddetta temperatura scorrevole, vale a dire a una temperatura di esercizio del generatore legata alla reale richiesta dell’impianto consente di ridurre le perdite per irraggia-

www.reedbusiness.it

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 35

mento rispetto al sistema che mantiene la caldaia sempre alla massima temperatura per poi intervenire a valle con una valvola miscelatrice.

Un elevato rendimento stagionale è anche imposto implicitamente dal DPR 412/96 con modifiche successive che per generatori di calore ad acqua calda di potenza inferiore a 400 kW impone un rendimento termico utile alla potenza nominale Pn pari a:

Serranda chiusa, bruciatore in sosta

η=(84+2logPn) % ma poi richiede anche un valore minimo del rendimento con potenza al 30% della nominale, pari ad almeno: η(30)=(80+3logPn) % Orientativamente il primo valore è dell’ordine dell’87-88% e non è difficile da ottenere, mentre il secondo valore, dell’ordine dell’83-85%, è assai più impegnativo, ma è proprio questo il valore importante per qualificare un generatore di calore dal punto di vista dei costi di esercizio [8].

Provvedimenti semplici di riduzione delle perdite a vuoto sono lo spegnimento totale (legato in qualche modo alla temperatura scorrevole): la caldaia resta spenta fintantoché non vi è una richiesta termica e quindi non viene “tenuta” in temperatura. Un altro provvedimento semplice, teso a ridurre le perdite a vuoto (ma che va accoppiato con adatti sistemi di sicurezza), è una serranda d’aria a chiusura automatica all’arresto del bruciatore. È un provvedimento essenziale per le caldaie con un importante contenuto d’acqua nelle quali il tiraggio naturale comporterebbe nei periodi di fermata un raffreddamento piuttosto rapido dell’intero contenuto di caldaia. Nei sistemi ad aria soffiata è lo stesso ventilatore (fermo a bruciatore spento) a costituire un ostacolo al tiraggio e quindi al raffreddamento del generatore di calore. Ovviamente questi accorgimenti vanno accoppiati all’eliminazione della fiamma pilota e all’impiego di sistemi di accensione piezoelettrica o a elettrodi (che dal punto di vista della sicurezza richiedono un ciclo di lavaggio della camera di combustione ed un sensore di fiamma adeguati).

Provvedimenti più efficaci nell’aumento del rendimento stagionale impongono l’adeguamento a stadi, o meglio ancora continuo, della potenza termica prodotta alle esigenze dell’impianto. La modulazione a stadi o continua della potenza termica generata implica un adeguato controllo dell’eccesso d’aria. Si immagini, infatti, una modulazione del bruciatore a due stadi: non è pensabile di mantenere costante la quantità d’aria di combustione, quando funziona un solo stadio, perché questo implicherebbe un elevatissimo eccesso d’aria e quindi importanti perdite lato fumi.

Nei sistemi più semplici la modulazione è attuata con delle serrande o con delle valvole a farfalla a comando meccanico (fig. 8), che si posizionano a seconda della portata di combustibile. Quest’ultima è di agevole modulazione sia che si abbia a che fare con combustibili liquidi sia,

www.reedbusiness.it

Serranda aperta, bruciatore in 1° stadio

Serranda aperta, bruciatore in 2° stadio

Figura 8 - Dispositivo di tipo meccanico per modulazione a gradini (due stadi) dell’aria di combustione (doc. Riello)

cda 35

ancor di più, con combustibili gassosi. Il sistema meccanico, anche se ben tarato nella messa in esercizio, risente della variazione di temperatura dell’aria: una variazione di una ventina di gradi comporta a parità di volume una differenza nella massa d’aria di combustione dell’ordine del 7%.

Inoltre i giochi che si possono manifestare nei leveraggi di comando delle serrande possono portare a starature anche importanti del sistema. Infine risulta difficile una modulazione continua.

Una variazione continua della portata d’aria può essere realizzata con un ventilatore a giri variabili azionato, ad

min. 5xDN

➋ N

DN

➍

➊

➌

V

M

Figura 9 - Sistema di modulazione di fiamma “rapporto gas/aria costante e continuo” (doc.

Baltur)

n.1 gennaio 2004

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 36

Stato dell’arte

T (°C) 60

50

40

30

eccesso d’aria (%) 0 20 40 60 80 100 140 120 100

cda 36

n.1 gennaio 2004

80

200 60

50

300 40

35

400 gH2O/kg fumi secchi 30

Figura 10 - Temperatura di rugiada dei prodotti della combustione in funzione dell’eccesso d’aria e del contenuto specifico d’acqua nei fumi

Figura 11 - Particolare di elementi di scambio termico lato fumi ottenuti in alluminio pressofuso (doc. Viessmann)

esempio, tramite un inverter. Qui si pone essenzialmente un problema di corretta taratura ai vari regimi di funzionamento. L’ideale sarebbe l’esistenza di un’adatta retroazione che riporti a ogni regime i valori corretti di eccesso d’aria mediante il rilievo continuo dell’ossigeno nei fumi [6,11]. Con un sistema del genere potrebbe risultare sufficiente anche una serranda motorizzata sull’aria, dal momento che la sua posizione verrebbe comunque regolata al livello corretto. Una possibile soluzione tecnica è una sonda costituita da una cella all’ossido di zirconio: le superfici opposte della cella sono una a contatto con l’aria e l’altra con i fumi scaricati. Fra i due elettrodi si realizza una differenza di potenziale in funzione della concentrazione di ossigeno nei prodotti della combustione che assume valore massimo nel caso di combustione stechiometrica. Il sistema è piuttosto costoso e per ora viene adottato solo per i generatori di grande potenzialità.

Recentemente si è fatto strada un sistema alternativo assai più semplice con modulazione di fiamma gas/aria a rapporto costante. Dal momento che è agevole la modulazione fine sul gas più che non sull’aria, si regola l’aria con una serranda a comando elettromeccanico. A secondo della portata d’aria una valvola speciale fornisce il quantitativo di gas adatto in funzione del rilievo del segnale di pressione alla soffiante e di pressione in camera di combustione (fig. 9).

Si vedrà come la modulazione continua del generatore di calore sia assai positiva anche dal punto di vista delle emissioni inquinanti. Per quanto riguarda i rendimenti stagionali, la drastica riduzione nel numero di spegnimenti (e quindi degli inevitabili lavaggi della camera di combustione) e dei transitori di accensione, oltre all’eccellente raffreddamento dei fumi di scarico per l’esuberanza delle superfici disponibili a basso carico, consente un miglioramento stagionale valutabile in almeno 5-10 punti

percentuali con valori stagionali assai prossimi al rendimento nominale.

Ulteriori provvedimenti di incremento della resa del generatore di calore passano necessariamente per la condensazione dei fumi.

Le caldaie a condensazione L’ultimo passo nello sviluppo di sistemi efficienti per la generazione del calore è stata la condensazione. Per la verità, le caldaie a condensazione erano note e ampiamente diffuse in paesi come l’Olanda già dagli anni ’80 [10].

Gli sviluppi tecnologici del bruciatore descritti precedentemente si sono sposati perfettamente con la condensazione.

% su PCI 24

perdite per calore sensibile dei fumi in % del PCS

20 20

0°C 30 °C 0 28 °C 0 26 C ° 240 C ° 0 2 2 °C 200 °C 0 8 1 C 160° C 140° 120°C 100°C

15

caldaia tradizionale

10

differenza 6%

5

caldaia a condensazione

80°C 60°C 40°C 20°C

10

20

30

40

50 60 70 80 90 tasso d’eccesso d’aria in %

Figura 12 - Perdite di calore sensibile in funzione dell’eccesso d’aria per varie temperature di espulsione dei prodotti della combustione

www.reedbusiness.it

CDA1_31_37 13-01-2004 13:33 Pagina 37

η % PCI 110 Caldaie a condensazione 100

Caldaie tradizionali

90

ad alto rendimento Caldaie tradizionali classiche

80

30

40

50 60 Temperatura dell’acqua di ritorno alla caldaia °C

Figura 13 - Andamenti orientativi dei rendimenti di caldaie a gas in funzione della temperatura dell’acqua di ritorno

Anzitutto, riducendo l’eccesso d’aria hanno innalzato il punto di rugiada dei fumi: infatti, questo dipende dall’eccesso d’aria (fig. 10).

Per un gas naturale parte da circa 59°C in condizioni stechiometriche per scendere attorno ai 55°C per gli eccessi d’aria addottati nei nuovi bruciatori. Il grafico di figura risulta interessante, perché indica anche il contenuto di vapor d’acqua nei fumi in funzione della loro temperatura e quindi permette di valutare quanto vapore sia condensato, data la temperatura di scarico dei fumi. In secondo luogo, compattando la camera di combustione, i nuovi bruciatori hanno consentito di realizzare le necessarie superfici di scambio, mantenendo le dimensioni entro quelle di una caldaia tradizionale. L’acidità della condensa ha imposto l’impiego di materiali speciali, in particolar modo la lega di alluminio che, con processi di pressofusione, ha permesso di realizzare superfici con grande efficienza nello scambio termico (fig. 11).

L’incremento di efficienza nella generazione del calore non si è limitato alla quota del condensato, dal momento che il raffreddamento dei fumi al di sotto del punto di rugiada ha consentito anche un recupero importante del calore sensibile dei fumi (fig. 12), valutabile in 4-5 punti percentuali.

Il controverso problema dello scarico nella rete fognaria delle condense acide (non ancora risolto in maniera netta sul piano normativo) ha trovato una soluzione di buon senso comunemente accettata [12]. Una caldaia a condensazione comporta orientativamente meno di un litro di condensa per m3 di gas naturale bruciato. Quindi un’unità abitativa produce 2-3 m3 all’anno di condensa acida con un pH di circa 4.

Questo non rispetterebbe il valore previsto dal DL 512/99 che impone un valore non inferiore a 5,5. Se tuttavia si considera la quantità delle acque reflue di un’unità abitativa, si vede che ne risulta superiore di almeno 50 volte. Queste acque hanno, fra l’altro, un contenuto leggermente basico per la presenza di detersivi.

www.reedbusiness.it

Figura 14 - Caldaia a condensazione a gasolio (doc.

Rotex)

Quindi sembra che finalmente vi sia il via libera anche in Italia a queste apparecchiature che costituiscono la piena maturità tecnologica nella combustione del gas naturale.

Il rendimento di produzione del calore trova, infatti, ora le sue limitazioni maggiori nella tipologia di impianto che deve servire e può raggiungere valori del 106% (fig.

13) se l’impianto è del tipo a bassa temperatura (pavimento o soffitto radiante).

Per quanto riguarda il gasolio ogni discorso di condensazione sembra precluso dalla presenza dello zolfo e quindi dalla sicura esistenza di acido solforico nelle condense dai fumi. Inoltre la quota entalpica latente è circa la metà di quella del gas naturale.

Ciononostante esistono in commercio caldaie a gasolio costruite per la condensazione. Un modello in particolare è stato realizzato con grandi innovazioni tecnologiche dal lato sia del bruciatore sia, soprattutto, delle superfici di scambio, fatte da tubi in acciaio inox annegati in alluminio pressofuso (fig. 14).

Un sistema di neutralizzazione delle condense acide ne consente lo scarico nella rete fognaria anche nella combustione di gasolio. Ne risulta un’apparecchiatura estremamente compatta in grado di superare anche con il gasolio la soglia simbolica di rendimento del 100% sul PCI. In prospettiva, fra l’altro, il gasolio in commercio potrebbe essere del tutto desolforato.

cda 37

Renato Lazzarin Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali dell’Università di Padova

I riferimenti bibliografici saranno riportati in un secondo e conclusivo articolo.

n.1 gennaio 2004

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 38

Stato dell’arte

Luca Cecchinato, Riccardo Del Bianco, Luigi Schibuola

Simulazione dinamica del sistema edificio-impianto cda 38

La procedura di validazione dei codici di calcolo In questo articolo si presentano le prime conclusioni di un’investigazione sull’effettiva possibilità e i limiti connessi alla costruzione di una procedura di validazione per i codici di calcolo per la simulazione dei fabbisogni del sistema edificio-impianto. Secondo quanto proposto, potranno ottenere un riconoscimento ufficiale solo quei codici di calcolo i cui risultati, per una serie di casi tipici opportunamente scelti, rientrano nella fascia di tolleranza ammessa.

a determinazione del comportamento dell’edificio in condizioni dinamiche è senza dubbio il presupposto più corretto e realistico per procedere alla valutazione delle prestazioni del relativo impianto di climatizzazione. La disponibilità di adeguate potenze di calcolo, ormai anche nei più diffusi personal computer, ha di conseguenza accresciuto l’interesse nei confronti della simulazione dinamica non solo per applicazioni scientifiche, ma anche professionali. Attualmente si assiste quindi al continuo sviluppo, a tale scopo, di codici di calcolo muniti di interfaccia con l’utente caratterizzata da una notevole facilità operativa.

Tali programmi si differenziano spesso per le diverse tecniche di calcolo dei fabbisogni dell’edificio o per la differente scelta relativamente ai modelli per la simulazione di singoli componenti dell’edificio o dell’impianto. Questo comporta che, pur a fronte dello stesso caso applicativo, i co-

L

n.1 gennaio 2004

dici forniscono a volte risultati diversi. È quindi evidente il disorientamento che questo comporta nei loro utilizzatori che hanno invece bisogno di dati certi da utilizzare in fase di dimensionamento degli impianti o ai fini di una valutazione dei consumi stagionali fondamentale per procedere a un’ottimizzazione energetica ed economica del sistema edificio-impianto in fase di progettazione o gestione.

Si impone quindi la necessità di un’indicazione precisa che stabilisca le caratteristiche irrinunciabili richieste a un codice di calcolo affinché sia ritenuto valido per lo scopo in oggetto. Un’indicazione che fornisca inoltre i criteri per individuare le possibilità applicative, i limiti e il livello di approssimazione introdotto.

Per dare efficacia operativa a questa iniziativa, è necessario arrivare a una norma tecnica, cioè a una regola in grado di essere conosciuta e accettata da tutti gli interessati. Così a livello CEN da tempo un gruppo di lavoro (il Wor-

www.reedbusiness.it

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 39

king Group n° 6 del Technical Committee 89) si sta occupando della sua stesura [1]. Nella bozza attuale la procedura che si sta seguendo è quella di non imporre necessariamente una metodologia di calcolo fra le varie possibili, bensì introdurre una modalità di validazione basata sul confronto dei risultati ottenuti a fronte di un numero congro di casi di riferimento (casi test). A tale scopo si intende considerare un certo numero di programmi proposti dalle varie nazioni europee i cui rappresentanti partecipano ai lavori del WG6. I risultati ottenuti da tali programmi, anche se probabilmente non coincidenti, devono però permettere di costruire una banda di confidenza per la loro accettabilità. L’intenzione è quella di usare proprio tale banda per la validazione di un qualunque altro programma di calcolo che voglia ottenere una sorta di certificazione.

In altri termini potranno ottenere un riconoscimento ufficiale solo quei codici di calcolo i cui risultati, per questa serie di casi tipici opportunamente scelti, rientrano nella fascia di tolleranza ammessa.

In effetti, la scelta di non imporre un unico metodo di calcolo per la valutazione del carico frigorifero è alquanto nuova e si discosta dalla consuetudine normativa. Basti ad esempio ricordare le norme per la valutazione del fabbisogno di riscaldamento dove un’unica procedura stazionaria basata sul metodo del fattore di utilizzo è stato imposta senza particolari remore [2-3]. Certamente motivazioni nazionali anche commerciali hanno pesato sul diverso orientamento nel caso del calcolo dei carichi estivi.

In questo articolo si presentano le prime conclusioni di un’investigazione sull’effettiva possibilità e i limiti connessi alla costruzione di questa procedura di validazione. A tale scopo sono stati utilizzati sei diversi codici di calcolo, di cui alcuni sono ben noti prodotti commerciali, con riferimento proprio a nove casi test scelti proprio tra quelli proposti dalla bozza della norma [1].

Confronto tra i codici di calcolo Attualmente i modelli matematici di riferimento per la determinazione delle prestazioni energetiche degli edifici in regime dinamico sono essenzialmente due. Il primo è il metodo del bilancio termico globale [4], il secondo si basa sulla tecnica delle funzioni di trasferimento introdotta da Ashrae [5]. Il metodo del bilancio globale consiste nella risoluzione simultanea, a ogni passo della simulazione, di tutte le equazioni che descrivono gli scambi termici per conduzione, convezione e radiazione tra le superfici interne delle pareti e l’aria interna, tenendo conto dell’infiltrazione, dell’apporto solare e delle eventuali sorgenti interne. Precisamente per un ambiente racchiuso da “n” superfici è possibile impostare un bilancio termico relativo ai diversi flussi termici scambiati in corrispondenza a ciascuna superficie interna. Un’ulteriore equazione di bilancio può essere scritta per l’aria interna considerando ancora i suoi scambi termici con le superfici interne delle pareti e con le eventuali sorgenti interne, le infiltrazioni

www.reedbusiness.it

e il contributo dell’impianto di climatizzazione. In questa fase l’unica assunzione semplificativa, degna di nota ma normalmente irrilevante per scopi professionali, riguarda proprio l’aria interna, ritenuta trasparente alla radiazione termica, di capacità termica trascurabile e a temperatura uniforme.

Si ottiene così alla fine un sistema costituito da n+1 equazioni lineari nelle n+2 incognite costituite dalle n temperature superficiali interne, dalla temperatura dell’aria e dal contributo dell’impianto. Imposto quest’ultimo è quindi possibile ricavare le temperature interne conseguenti.

Viceversa data la temperatura dell’aria di progetto è possibile calcolare il conseguente fabbisogno termico che deve essere coperto dall’impianto di climatizzazione. A ogni passo di calcolo (in genere un’ora) si procede quindi alla risoluzione del sistema di equazioni.

La notevole complessità del calcolo richiede necessariamente l’impiego di modelli implementati in elaboratori elettronici. Inizialmente, proprio per la sua complessità, il suo utilizzo era limitato ad applicazioni scientifiche. Per questo motivo il loro sviluppo, e soprattutto la loro implementazione in programmi, è avvenuto presso varie università o centri di ricerca. Si ha così l’elaborazione del programma NBSLD introdotto per scopi puramente scientifici e di validazione di procedure più semplici [6].

Successivamente la sua implementazione in un programma di simulazione completo del sistema edificio-impianto, il BLAST (Building Load Analysis and System Thermodynamics). Le ultime versioni del programma sono state sviluppate dal Dipartimento di Meccanica dell’Università dell’Illinois a Urbana-Champaign con lo scopo di facilitarne l’impiego per usi professionali stante ormai la diffusione di personal computer di adeguata potenza. Per le nostre prove è stata qui utilizzata la versione 3.0 [7]. Si è inoltre considerato il programma DIGITHON (vers. A) che è una versione aggiornata di NBSLD, come quest’ultimo impiega le funzioni di trasferimento per il calcolo dello scambio termico per conduzione. Il modello è adatto al calcolo anche in presenza di condizioni al contorno di tipo non periodico, anche se assegnate su base temporale diversa da quella oraria, e presenta una discretizzazione spaziale che ha lo scopo di migliorare l’accuratezza di calcolo e di permettere l’introduzione di modelli di impianto di tipo innovativo come ad esempio i pannelli radianti e, in prospettiva, l’analisi del moto dell’aria. Le superfici interne sono discretizzate in “piastrelle” ciascuna caratterizzata dalla propria temperatura superficiale. La radiazione mutua tra le superfici interne è calcolata impiegando i fattori di vista calcolati per ciascuna coppia di piastrelle. Il sistema di equazioni risultante consiste di un’equazione per ciascuna piastrella più una per l’aria ambiente [8].

Per lo studio in oggetto è stato anche utilizzato il programma TRNSYS (Transient Systems Simulation) preparato dall’Università del Wisconsin inizialmente per l’analisi di applicazioni dell’energia solare. Data la sua notevole flessibilità di impiego è stato però successivamente migliorato ai

cda 39

n.1 gennaio 2004

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 40

Stato dell’arte

cda 40

n.1 gennaio 2004

fini anche della simulazione del sistema edificio-impianto. Le modifiche riguardano soprattutto la procedura per la valutazione delle prestazioni termiche dell’edifico che inizialmente era decisamente grossolana. Nel codice attuale il calcolo finale si basa su una risoluzione semplificata del bilancio termico globale. Si è qui impiegata la versione 14.2 [9].

Il metodo delle funzioni di trasferimento permette di valutare i carichi termici di un edificio mediante una procedura che si sviluppa secondo più fasi di calcolo invece che basarsi sulla risoluzione simultanea di tutte le equazioni. Precisamente ad ogni passo della simulazione si possono individuare tre fasi del calcolo. Si parte infatti dalla determinazione dei flussi termici (heat gains) sia scambiati attraverso i componenti dell’involucro edilizio e sia generati all’interno del sistema. A partire da questo si valuta il corrispondente carico termico tenendo conto dell’inerzia del locale. Questo carico (cooling load) è quello necessario per mantenere una prefissata temperatura interna nell’arco dell’intera giornata. Infine, in base a questo carico e alle caratteristiche dell’impianto di climatizzazione presente si determina l’effettiva potenza fornita (heat extraction rate) e la corrispondente temperatura interna. Il passaggio da un tipo di carico all’altro avviene mediante opportune funzioni di trasferimento di tipo lineare, i cui coefficienti (detti anche fattori di pesatura) sono preventivamente calcolati in base alle caratteristiche dell’ambiente considerato. Il più famoso dei programmi basato su questo metodo è senza dubbio il DOE (Department of Energy), di cui è stata usata la versione 2.1E sviluppata al Lawrence Berkeley Laboratory presso l’Università della California [10]. Si tratta ancora di un codice di simulazione completa del sistema edificio-impianto in cui è particolarmente curata l’interfaccia utente proprio per favorirne l’uso professionale.

Tutti i codici citati fin qui calcolano il flusso per conduzione in regime variabile attraverso le pareti mediante la tecnica dei fattori di risposta. Essa si basa sul concetto di funzione di trasferimento in grado di legare la sollecitazione applicata a un certo sistema fisico (la parete) con la conseguente risposta del sistema. È così possibile valutare, per questa funzione di trasferimento di tipo lineare, i coefficienti numerici detti appunto fattori di risposta. La procedura di calcolo, ormai completamente automatica, si basa sull’impiego della trasformata di Laplace in campo immaginario (Z-transfer) [11].

Un altro metodo numerico utilizzabile per la risoluzione dell’equazione generale della conduzione applicata a ciascuna parete in regime variabile è quello delle differenze finite. Differenze finite e bilancio globale sono le due fondamentali caratteristiche del programma SITER, anch’esso qui usato [12]. Si tratta di un codice innovativo che utilizza un modello di stato LTI (lineare e tempo invariante) a tempo discreto, già collaudato nella rappresentazione di sistemi meccanici, per descrivere i fenomeni fisici che caratterizzano il comportamento termico e igrometrico di

un ambiente. Il maggior vantaggio che l’utilizzo di questo modello comporta è che permette di risolvere direttamente le equazioni della conduzione del calore nelle pareti in modo esplicito, tramite il metodo alle differenze finite, senza dover ricorrere alla tecnica dei fattori di risposta.

Nel modello sono state introdotte due diverse discretizzazioni: una temporale, che ha richiesto la riscrittura delle relazioni fisiche in modo da poterle utilizzare nel modello di stato scelto, e una spaziale necessaria per l’utilizzo del metodo alle differenze finite. Il modello è stato implementato in ambiente MATLAB, dimostrandosi flessibile ed efficiente dal punto di vista dei tempi di calcolo e permettendo di effettuare le simulazioni con passi temporali assai brevi (inferiori al minuto). Sulla base di tale codice sono stati sviluppati dei modelli dinamici in ambiente SIMULINK in grado di implementare degli algoritmi di controllo dell’impianto e di valutare, quindi, i fabbisogni energetici per la climatizzazione di ambienti soggetti a carichi interni ed esterni. Le variabili controllabili sono numerose, ad esempio la temperatura dell’aria interna, la temperatura operante o la temperatura superficiale di una parete.

Metodo di confronto Le procedure e i casi usati per il confronto tra i diversi programmi di calcolo sono quelli descritti in [1]. I test prevedono il calcolo degli andamenti orari delle potenze frigorifere e delle temperature interne dell’aria di una singola stanza in condizioni di funzionamento ciclico in diversi casi. In questo paragrafo vengono riportati brevemente i dati principali e le caratteristiche delle strutture al fine di poter meglio comprendere i risultati più sotto esposti.

Per ulteriori approfondimenti si rimanda a [1].

Oggetto della simulazione è un singolo vano con le caratteristiche riportate in figura 1.

La parete esposta a ovest è esterna e presenta una finestra; le altre pareti sono interne e adiabatiche, cioè considerate adiacenti a locali climatizzati nello stesso modo del vano considerato.

Nei test effettuati vengono utilizzate alternativamente due tipologie di superficie vetrata, una costituita da un vetro

2,8 m Afinestra = 7m2 5,5 m Nord

3,6 m

Figura 1 - Ambiente di prova

www.reedbusiness.it

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 41

lastra esterna (le)

Tabella 1 - Caratteristiche termofisiche del vetro doppio

lastra interna (li)

Resistenze termiche (m2K/W)

I τI

Esterna

Rse

0,074

Tra “le” e “li”

Rie

0,173

Interna

Rsi

0,125

Parametri solari

Rse

Rie

Rsi

αle

Coefficiente di assorbimento “le”

αle

0,0854

Coefficiente di assorbimento “li”

αli

0,0676

Trasmittanza solare

τ

0,710

αli

Tabella 2 - Caratteristiche termofisiche del vetro doppio

Figura 2 - Vetro doppio

con schermatura

Resistenze termiche (m2K/W) schermatura (s)

I

lastra esterna (le)

lastra interna (li)

τI

Esterna

Rse

0,074

Tra “s” e “le”

Rcav

0,080

Tra “le” e “li”

Rie

0,173

Interna

Rsi

0,125

Parametri solari

Rse

Rcav

αs

Rie

αle

Rsi

αli

Figura 3 - Vetro doppio con schermatura esterna

Tabella 3 -

Coefficiente di assorbimento “s”

αs

0,309

Coefficiente di assorbimento “le”

αle

0,0183

Coefficiente di assorbimento “li”

αli

0,0141

Trasmittanza solare

τ

0,153

cda 41

Caratteristiche termofisiche delle strutture opache

s [m]

λ [W/(mK)]

ρ [kg/m3]

cp [kJ/kg K]

intonaco esterno

0,115

0,99

1800

0,85

isolamento

0,06

0,04

30

0,85

Tipo n. 1 (parete esterna)

mattoni

0,175

0,79

1600

0,85

intonaco interno

0,015

0,70

1400

0,85

Tipo n. 2 (parete interna) intonaco gesso

0,012

0,21

900

0,85

lana di vetro

0,10

0,04

30

0,85

intonaco gesso

0,012

0,21

900

0,85

pavimento

0,004

0,23

1500

1,5

soletta

0,06

1,40

2000

0,85

isolamento

0,04

0,04

50

0,85

calcestruzzo

0,18

2,10

2400

0,85

0,004

0,23

1500

1,5

soletta

0,06

1,40

2000

0,85

isolamento

0,04

0,04

50

0,85

Tipo n. 3 (solaio)

Tipo n. 4 (solaio) pavimento

calcestruzzo

0,18

2,10

2400

0,85

isolamento

0,10

0,04

50

0,85

isolante acustico

0,02

0,06

400

0,84

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 42

Stato dell’arte

doppio, la seconda dal medesimo vetro doppio ma dotato di schermatura esterna. Le strutture e le caratteristiche termofisiche di tali serramenti sono riportate rispettivamente nelle figure 2 e 3 e nelle tabelle 1 e 2.

Si osservi in particolare che a tutti i parametri relativi alle superfici vetrate sono assegnati dei valori costanti e indipendenti dall’angolo di incidenza della radiazione solare. Per l’esecuzione dei test i diversi programmi di simulazione dovrebbero, quindi, forzatamente mantenerli costanti. Questa assunzione voluta per evitare difformità di partenza tra i programmi confrontati ha, in effetti, comportato delle difficoltà nel caso di codici come il DOE, il BLAST e il TRNSYS i quali necessariamente, nella loro versione commerciale, procedono sempre al calcolo della trasmittanza solare in funzione dell’angolo di incidenza della radiazione. Questo dato d’ingresso è stato quindi per essi rispettato solo in termini di guadagno solare medio nell’intera giornata.

Tabella 4 -

cda 42

Le caratteristiche termofisiche delle pareti, del pavimento e del soffitto vengono riportate in tabella 3.

Si osservi, in particolare, che sia per il soffitto sia per il pavimento vengono indicate due diverse tipologie di struttura.

Nei test, infatti, esse verranno utilizzate alternativamente per verificare la risposta dei programmi ad ambienti con diversa capacità termica (alta e bassa) ottenuta variando la posizione dell’isolamento nei solai.

Ulteriori caratteristiche delle strutture opache sono il coefficiente di assorbimento solare delle pareti pari a 0,6 e le adduttanze superficiali interne ed esterne pari, rispettivamente, a 8 e 2,5 W/m2 K. I valori orari della radiazione solare incidente e della temperatura esterna sono riportati in tabella 4.

La semplificazione di dare direttamente il valore totale della radiazione sulla parete esterna ovest si è dimostrata, invece, causa di problemi nel caso di programmi che necessariamente procedono in base alla conoscenza delle com-

Dati climatici

Ora

Temperatura esterna [°C]

Irraggiamento Ovest [W/m2]

Ora

Temperatura esterna [°C]

Irraggiamento Ovest [W/m2]

1

14,08

0

13

26,24

366

2

13,28

0

14

27,52

558

3

12,64

0

15

28,00

703

4

12,16

0

16

27,52

778

5

12,00

22

17

26,40

756

6

12,32

55

18

24,64

604

7

13,12

80

19

22,56

271

8

14,56

101

20

21,44

0

9

16,64

117

21

18,72

0

10

19,04

128

22

17,12

0

11

21,76

135

23

15,84

0

12

24,32

150

24

14,88

0

Tabella 5 Test

I test: parametri variabili

Schermo

Struttura soffitto

Struttura pavimento

Car. Interni* [W/m2]

Car. Interni Presenza

Funzionamento

1

SI

4

4

20/30

8-18

continuo

2

SI

3

3

20/30

8-18

continuo

3

SI

4

4

20/0

8-18

continuo

4

NO

4

4

20/30

8-18

continuo

6

SI

4

4

20/30

8-18

8-18

7

SI

3

3

20/30

8-18

8-18

8

SI

4

4

20/0

8-18

8-18

9

NO

4

4

20/30

8-18

8-18

*Il valore dei carichi è indicata come x/y dove x è il valore di carico convettivo specifico (per m2 di pavimento) mentre y è il valore di carico radiante specifico.

n.1 gennaio 2004

www.reedbusiness.it

CDA1_38_46 13-01-2004 13:36 Pagina 43

Tabella 6 Test

Fabbisogni giornalieri calcolati

BLAST 3.0 [Wh]

DOE 2.1E [Wh]

TRNSYS 14.2 [Wh]

SITER [Wh]

DIGITHON [Wh]

NBSLD [Wh]

1

13640

13329

11832

14592

14676

13914

2

14580

13655

11354

14570

14091

13920

3

8290

7723

6418

8979

7902

8450

4

29290

29370

26847

31558

30574

30515

6

12760

12521

11334

13688

12875

13197

7

13610

12877

10939

13735

13475

13218

8

7794

7172

6180

8489

7708

7856

9

25580

26457

24837

27921

27495

27716

Tabella 7 Test

Picchi di carico calcolati

BLAST 3.0 [W]

DOE 2.1E [W]

TRNSYS 14.2 [W]

SITER [W]

DIGITHON [W]

NBSLD [W]

1

1563

1531

1657

1784

1675

1684

2

1405

1324

1408

1547

1400

1416

3

1059

1002

1133

1283

1136

1173

4

3394

3332

3634

3783

3657

3730

6

1649

1615

1694

1872

1717

1754

7

1622

1549

1488

1740

1608

1603

8

1113

1066

1151

1329

1173

1226

9

3586

3644

3795

4057

3915

3971

ponenti diretta e diffusa sul piano orizzontale, e di conseguenza calcolano la radiazione sulle pareti verticali.

Per il confronto dei programmi di simulazione sono stati presi in considerazione 8 dei 21 test descritti in [1]. Tali test sono caratterizzati da alcuni parametri variabili, in particolare la tipologia di superficie vetrata (con o senza schermo solare), la struttura del soffitto e del pavimento (strutture 3 e 4 della tabella 3), carichi interni e loro andamento orario, funzionamento dell’impianto (continuo o intermittente). Il controllo del sistema viene fatto sempre sulla temperatura dell’aria interna. Le modalità di esecuzione

cda 43

e i valori assunti dai parametri di ciascun test vengono riportati in tabella 5.

Riferendosi alla numerazione della norma, gli 8 test scelti sono divisibili in due gruppi caratterizzati dal funzionamento continuo (n° 1, 2, 3, 4) o intermittente (n° 6, 7, 8, 9) dell’impianto di condizionamento.

Considerando come casi base i test 1 e 6, che si equivalgono per ciascun gruppo, gli altri si differenziano per la modifica di un unico parametro per volta.

Nel secondo caso, test 2 e 7, viene modificata la struttura dei solai riducendone la capacità termica; nel terzo, test

Potenza frigorifera [W]

2000 1750 1500

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

1250 1000 750 500 250 0

Figura 4 - Profilo orario del carico termico per il test 1

www.reedbusiness.it

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

n.1 gennaio 2004

CDA1_38_46 13-01-2004 13:37 Pagina 44

Stato dell’arte

Potenza frigorifera [W]

4000 3500 3000

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

2500 2000 1500 1000

Risultati

500 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

Figura 5 - Profilo orario del carico termico per il test 4

Potenza frigorifera [W]

2000 1750 1500

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

1250 1000 750 500 250 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

Figura 6 - Profilo orario del carico termico per il test 6

Temperatura [°C]

cda 44

34 33 32 31 30 29 28 27 26 25 24

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

Figura 7 - Profilo orario della temperatura dell’aria interna per il test 6

Potenza frigorifera [W]

2000 1750 1500

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

1250 1000 750 500 250 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

Figura 8 - Profilo orario del carico termico per il test 7

n.1 gennaio 2004

3 e 8, viene ridotto il carico interno eliminando la componente radiante; infine nel quarto caso, test 4 e 9, si sostituisce il tipo di vetrata eliminando lo schermo solare esterno.

Vengono di seguito riportati i valori del fabbisogno giornaliero e del picco del carico frigorifero massimo calcolati con i diversi codici di simulazione dinamica per ciascuno degli otto casi studiati; essi sono riportati nelle tabelle 6 e 7, rispettivamente.

A titolo di esempio vengono riportati nelle successive figure 4 e 5 i profili orari dei carichi termici in riferimento ai test 1 e 4 rispettivamente calcolati con i differenti programmi di calcolo. Si tratta di due test eseguiti con funzionamento continuo dell’impianto e che differiscono solamente per il diverso tipo di superficie vetrata utilizzata; nel primo caso si usa il serramento con schermo solare esterno, nel secondo il normale doppio vetro non schermato (tab. 3).

Da una prima analisi delle due figure si riscontra, in generale, un andamento qualitativo assai simile delle curve dei carichi d’impianto, specie fino alle ore 12.

Dalle 13 alle 18 le curve si distanziano assumendo differenti valori di picco di carico, assai probabilmente in ragione della diversa risposta delle strutture alla sollecitazione termica. Ciò è ulteriormente confermato quando, dalle 18 in poi, in ragione del ridursi della radiazione solare nelle ore precedenti, le differenze tra i profili si riducono notevolmente.

Per evidenziare gli andamenti del carico termico fornito dall’impianto e i profili di temperatura dell’aria nel caso di funzionamento intermittente vengono riportati nelle successive figure 6 e 7 i profili orari dei carichi termici e della temperatura dell’aria in riferimento al test 6.

Tale test è analogo al test 1 ec-

www.reedbusiness.it

www.reedbusiness.it

34 33 32 31 30 29 28 27 26 25

TRNSYS 14.2 DOE 2.1 E DIGITHON

BLAST 3.0 SITER NBSLD

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 ore

Figura 9 - Profilo orario della temperatura dell’aria interna per il test 7

Scarto a fabbisogno medio [%]

15 10 5 0 -5

cda 45

-10 -15 -20 -25 1

2

3

4

6

7

8

9

Test TRNSYS 14.2

BLAST 3.0

DOE 2.1E

SITER

DIGITHON

NBSLD

Figura 10 - Scarti percentuali dal valore medio dei fabbisogni energetici calcolati dai programmi di simulazione per i diversi test

15 Scarto a picco medio [%]

cetto per il funzionamento intermittente e non continuo dell’impianto (tab. 5).

Si riscontra che, ad impianto di condizionamento funzionante, i valori calcolati dai diversi programmi per il carico e per la temperatura interna assumono, come evidenziato nei casi di funzionamento continuo, profili e valori non troppo dissimili, se non nel periodo in cui si verifica il carico di picco. A impianto spento, invece, si osservano differenze fino a circa 4°C nei valori di temperatura dell’aria interna.

Come ultimo esempio, in figura 8 e 9, sono raffigurati i profili orari dei carichi termici e della temperatura dell’aria in riferimento al test 7.

Tale test è analogo al 6, ma sia al pavimento sia al soffitto sono stati aggiunti degli strati di isolante per ridurre l’inerzia termica dei solai.

Dalle figure si evince che valgono le considerazioni fatte per il test 6. Nel periodo di spegnimento dell’impianto le differenze dei valori della temperatura dell’aria interna, già evidenziate nel test 6, si riducono, con valori massimi di circa 3,5°C. Infine, vengono presentati gli scarti percentuali sia del carico di picco che del fabbisogno giornaliero già riportati nelle tabelle 6 e 7.

Tale scarto percentuale è, per ciascun codice, riferito al valore medio dei risultati ottenuti con tutti i programmi utilizzati per lo stesso test; è stata così ottenuta la banda di errore entro la quale si dispongono tutti i programmi per quanto riguarda i due dati fondamentali utilizzati nel dimensionamento dell’impianto e nell’analisi energetica.

Si osservi che l’ampiezza della banda in cui si collocano i risultati con riferimento al picco e al fabbisogno ha un’ampiezza di almeno ±15% intorno al valore medio.

La dispersione dei risultati ottenuti con i vari programmi è quindi notevole con riferimento ai casi

Temperatura [°C]

CDA1_38_46 13-01-2004 13:37 Pagina 45

10 5 0 -5 -10 -15 1

2

3

4

6

7

8

9

Test TRNSYS 14.2

BLAST 3.0

DOE 2.1E

SITER

DIGITHON

NBSLD

Figura 11 - Scarti percentuali dal valore medio del picco massimo di carico calcolati dai programmi di simulazione per i diversi test

n.1 gennaio 2004

CDA1_38_46 13-01-2004 13:37 Pagina 46

Stato dell’arte

test qui considerati. D’altronde questo risultato è in linea con quanto già trovato con una procedura analoga di validazione (BESTEST) messa a punto con un progetto di ricerca dell’Agenzia Internazionale dell’Energia (IEA) [13].

Anche in quel caso veniva evidenziata la fortissima sensibilità dei risultati alle diversità presenti fra i modelli di calcolo scelti, pur tutti corretti e accettati in ambito scientifico.

Questo non solo nel caso di differenze relative all’algoritmo fondamentale del codice, ma anche per i modelli usati per la valutazione delle condizioni al contorno, quali per esempio le adduttanze superficiali, prestazioni singoli componenti edili, radiazione solare.

Bibliografia [1] CEN TC 89 WG6, Thermal Performance of Buildings - Sensible Room Cooling Load Calculation, General Criteria and Validation Procedure, documento n°225, luglio 2001.

[2] CEN, standard EN 832, Thermal Performance of Building Calculation of Energy Use for Heating - Residential Building, Bruxelles 1997.

[3] CEN, standard proposal prEN 13790, Thermal Performance of Building Calculation of Energy Use for Heating, Bruxelles 1999.

[4] G.P. Mitalas, D.G. Stephenson, Cooling Load Calculation by Thermal Response Factor Method, ASH-

Discussione

cda 46

I confronti effettuati hanno evidenziato la necessità di accettare una banda di confidenza piuttosto larga se si vuole far rientrare un numero sufficiente di codici di calcolo, scelti anche fra quelli più usati e noti, che possano quindi effettivamente rappresentare lo stato dell’arte nella simulazione dinamica del sistema edificio-impianto.

In questo modo però si rischia di non conseguire pienamente lo scopo fondamentale della normativa, cioè di certificare programmi in grado di fornire le stesse indicazioni ai loro utenti dando così certezza nella progettazione.

Si riduce poi l’efficacia di questa tecnica comparativa al fine di diagnosticare eventuali errori presenti in un codice in corso di validazione. Data la banda così larga, potrebbe infatti sembrare accettabile un programma che effettivamente presenta invece errori a livello di procedura scientifica o informatica.

In base ai risultati qui presentati, la possibilità di arrivare a una procedura di validazione per qualunque codice di calcolo indipendentemente dalle sue assunzioni e caratteristiche appare decisamente difficile.

Sembra quindi inevitabile che si debba arrivare a un’elevata standardizzazione della tecnica di soluzione numerica e di tutte le assunzioni e algoritmi necessari. La continua ricerca ed elaborazione, da parte di chi sviluppa i codici, di nuovi metodi e modelli sempre più perfezionati è senza dubbio apprezzabile dal punto di vista scientifico, ma non per questo essi devono essere immediatamente riconosciuti ufficialmente da una norma a fini professionali. La loro introduzione richiede invece una sperimentazione in grado di quantificarne le possibilità e i limiti nonché il consenso generale.

In questo senso una maggiore cautela non può che giovare in termini di chiarezza operativa.

RAE Transactions, vol. 73, Atlanta Georgia, 1967.

[5] ASHRAE Task Group on Energy Requirements, Procedure for Computerizing Calculations, ASHRAE, New York, 1975.

[6] T. Kusuda, NBLSD The Computer programa for Heating and Cooling Loads in Buildings, NBSS69, NBS Washington, 1976.

[7] BLAST, The Building Loads Analysis & System Thermodynamics Program, version 3.0, Department of Mechanical and Industrial Engineering, university OF Illinois at Urbana-Champaign.

[8] M. Colombari, M. De Carli, R. Del Bianco, A. Franceschet, M. Kragh, A. Simonella, R. Zecchin, M. Zobec, Monitoring and Modelling of Buildings with Innovative Facades, Quaderno del Dipartimento di Fisica Tecnica n°5, Padova, Giugno 2002.

[9] TRNSYS, A Transient System Simulation Program, version 14.2, Solar Energy Laboratory, University of Wisconsin, Madison.

[10] DOE, Department of Energy program, version 2.1E, Simulation Research Group, Lawrence Berkeley Laboratory, Berkeley, California.

[11] T. Kusuda, Thermal Response Factors for Multi-layer Structures of Various Heat Conduction Systems, vol. 75, ASHRAE Transactions, Atlanta, Georgia, 1969.

[12] A. Beghi, A. Boaretto, L. Cecchinato, M. De Carli, Un modello dinamico per la simulazione termoigrometrica degli edifici in ambiente MATLAB, 57° Congresso ATI, Pisa, Settembre 2002.

Luca Cecchinato, Ing. Luigi Schibuola Dipartimento di Costruzione dell’Architettura, Università IUAV di Venezia Riccardo Del Bianco Dipartimento di Fisica Tecnica, Università di Padova

n.1 gennaio 2004

[13] R. Judkoff, J. Neymark, Building Energy Simulation Test (BESTEST) and Diagnostic Method, International Energy Agency research project report, National Renewable Energy Laboratory, Golden, Colorado, 1995.

www.reedbusiness.it

CDA1_48_53 16-01-2004 17:37 Pagina 48

Sistemi

Carmelo La Torre

dimensionamento dei pannelli radianti a parete cda 48

Il ricorso a impianti di riscaldamento con pannelli radianti, utilizzabili anche per il raffrescamento estivo, è una soluzione che sta avendo un lento ma continuo sviluppo.

I pannelli radianti possono essere installati sotto il pavimento oppure entro pareti, in misura minore anche a soffitto.

Il vantaggio di tale sistema sta nella migliore distribuzione della temperatura ambiente lungo l’asse verticale.

el settore del riscaldamento l’utilizzo dei pannelli a pavimento e a parete è in continua crescita. In primo luogo perché negli ambienti la temperatura si mantiene costante da circa 20-40 cm dal pavimento sino a 20-30 cm dal soffitto, configurazione molto simile a quella del benessere termico ottimale (fig. 1); inoltre perché la qualità dell’aria si presenta migliore, venendo a mancare i moti convettivi che s’instaurano con i radiatori. In realtà la trasmissione del calore con questi terminali – che sarebbe più esatto chiamare convettori - è prevalentemente di tipo convettivo mentre con i pannelli radianti è prevalente la trasmissione per irraggiamento.

I fornitori di pannelli radianti solitamente offrono ai progettisti anche il cd per la progettazione. Per coloro che volessero procedere a un calcolo preliminare, non disponendo di strumenti di progettazione, di seguito illustriamo un criterio per dimensionare un pannello radiante a parete e procediamo con un esempio numerico.

Per semplificare l’illustrazione, faremo una scelta di base: i pannelli saranno realizzati con tubicini capillari

N

n.1 gennaio 2004

(di polibutilene, polipropilene o polietilene reticolato) da 6 mm di diametro, spessore 1 mm.

Si ricorda che i materiali plastici si lasciano attraversare da gas ed è possibile che l’ossigeno dell’aria entri, attraverso la superficie del tubo, nell’acqua del circuito di riscaldamento. Un’acqua ricca di ossigeno diventa aggressiva per le componenti metalliche (caldaia, strumentazioni, raccorderia) e può anche essere sede di sviluppo batterico. Per tali motivi, i tubi di materiale plastico dei pannelli radianti debbono essere dotati di una barriera di ossigeno (DIN 4726) costituita da una pellicola ricoprente il tubo. È pur vero, come si evidenzia da parte di qualche tecnico, che l’ossigeno che può entrare nel circuito idrico attraverso il vaso di espansione, il circolatore, le valvole, è maggiore di quello che perviene attraverso il materiale plastico dei tubi; resta valida, comunque, la scelta di tubi con barriera d’ossigeno, perché hanno una sicurezza in più.

In commercio si trovano pannelli prefabbricati con diverse stratificazioni, anche di materiale sintetico. Per semplificare il calcolo, considereremo una parete divisoria di due ambienti interni composta solo (fig. 2) da intonaco di

www.reedbusiness.it

CDA1_48_53 13-01-2004 17:02 Pagina 49

Distribuzione ottimale della temperatura °C

14

16

18

20

22 24 26

Distribuzione della temperatura con termosifoni °C

14

16

18

20

22 24 26

malta di calce (spessore 15 mm) ricoprente i tubicini, muratura di mattoni forati (spessore 280 mm), intonaco come in precedenza. Sempre per semplicità, considereremo lo spessore ricoprente i tubicini pari a 15 mm, senza tenere conto del loro spessore. Solitamente sopra la spirale o serpentina dei tubicini capillari si posiziona una rete antiritiro di acciaio zincato o materiale plastico, di cui non terremo conto nei calcoli.

Andremo a verificare la dispersione termica anche per pannelli posti su pareti perimetrali, e quindi con una facciata all’esterno; al riguardo, con un’ulteriore semplificazione, onde non complicare il calcolo con un maggior numero di parametri, si considererà sempre la stessa composizione della parete, come in precedenza, non tenendo conto dell’eventuale intonaco isolante, di coibente e della maggiorazione dello spessore della muratura, lasciando al lettore interessato l’applicazione a situazioni specifiche, una volta indicata la procedura.

Supponiamo, infine, di volere calcolare la superficie dei pannelli radianti da installare lungo le pareti di una sala soggiorno, la cui richiesta termica sia di 2.400W. La temperatura interna desiderata sia ta = 20[°C]; gli ambienti interni adiacenti si trovino anch’essi a tb = 20[°C] e all’esterno la temperatura minima sia tmin = –5[°C].

Dalla figura 2 e dalla tabella 1 calcoliamo i coefficienti di scambio termico globale (cioè le trasmittanze) verso la sala soggiorno Ka, verso l’ambiente adiacente interno Kb (ambiente interno) e verso l’ambiente adiacente esterno Kc. In accordo con la UNI 10344 assumiamo come coefficienti di emissione del calore (radiante e convettivo) tra parete e ambiente (adduttanze): hi = 7,7 [W/m2K] per superfici rivolte verso l’interno he = 25 [W/m2K] per superfici rivolte verso l’esterno

cda 49

Distribuzione della temperatura con pannelli radianti a parete °C

14

16

18

20

22 24 26

Figura 1 - Curve della temperatura in un ambiente interno

www.reedbusiness.it

Stabiliamo la temperatura dell’acqua di circolazione e il salto termico. Il vantaggio dei pannelli a parete nei con-

n.1 gennaio 2004

CDA1_48_53 13-01-2004 17:02 Pagina 50

Sistemi

Rete antiritiro

Spirale o serpentina di tubicini capillari Muratura di mattoni forati Intonaco

Intonaco

fronti di quelli a pavimento è che si può operare con valori di temperatura più alti. Come è noto, la temperatura superficiale dei pavimenti non può essere maggiore di 29[°C] per evitare possibili problemi cardiocircolatori a soggetti anziani e condizioni non confortevoli, mentre con pannelli a parete si può operare con temperature superficiali simili a quelle dei radiatori. Pertanto, considereremo una temperatura te = 60[°C] per l’acqua entrante nel pannello, una temperatura dell’acqua uscente tu = 52[°C] e un salto termico di 8[°C] (generalmente compreso tra 4 e 10[°C]). La temperatura media sarà quindi tm = 56[°C]. La temperatura superficiale t1 alla parete della sala sarà data da

Altro ambiente o esterno

Ambiente interno

essendo ta la temperatura dell’ambiente.

15

X X

280

15

X X

cda 50

La temperatura superficiale t2 della parete interna retrostante il pannello, per il solo effetto del pannello e senza l’apporto di altre fonti termiche, sarà

Altro ambiente o esterno essendo tb la temperatura dell’ambiente interno retrostante, che consideriamo sempre mantenuto a 20[°C].

Nel caso che la parete retrostante sia esterna, considerando la stessa struttura della figura 2 per semplificare i calcoli, e ci sia una temperatura minima tmin = -5[°C], la temperatura superficiale t3, per effetto della dispersione termica del pannello, sarebbe

Interno

Figura 2 - Parete con pannello annegato

Tabella 1 -

n.1 gennaio 2004

Caratteristiche della muratura

Spessore s [m]

Conducibilità termica λ [W/mK]

Resistenza termica s/ λ [m2K/W]

Intonaco

s1 = 0,015

λ1 = 0,9

s1/ λ1 = 0,017

Muratura di mattoni

s2 = 0,280

λ2 = 0,25

s2/ λ2 = 1,12

Intonaco

s3 = 0,015

λ3 = 0,9

s3/ λ3 = 0,017

www.reedbusiness.it

CDA1_48_53 13-01-2004 17:02 Pagina 51

Si passa, quindi, al calcolo del calore Qa trasmesso dal pannello alla sala, per unità di superficie:

Pertanto per ogni m2 di pannello occorrerà garantire una portata pari a

Qa = hi (t1 – ta) = 7,7 (51,8 – 20) = 245 [W/m2]

qt’ = 1,60/0,05 = 32,0 [l/h.m2].

Il valore è oltre il doppio di quello erogato dai pannelli a pavimento, data la limitazione di questi a non superare la temperatura superficiale di 29[°C].

Il calore trasmesso alla parete interna retrostante Qb sarà

Rifacciamo il calcolo del pannello, a titolo di verifica, seguendo il procedimento illustrato nel Quaderno Caleffi “Gli impianti a pannelli radianti”. Il procedimento è riferito ai pannelli a pavimento e si è adattato ai pannelli a parete. Il calore trasmesso all’ambiente interno è fornito dalla relazione

Qb = hi (t2 – tb) = 7,7 (23,7 – 20) = 28,5 [W/m2]

Qa = ∆tm B Fp FI Fm FD [W/m2]

Nel caso di parete retrostante esterna, con temperatura minima esterna di –5[°C], il calore trasmesso all’esterno Qe sarà

Qe = he (t3 – tmin) = 25 (-2,9 + 5) = 52,5 [W/m2]

Essendo la richiesta termica della sala di 2.400 W, la superficie totale S dei pannelli ammonterà a S = 2.400/245 = 9,8 [m2]. Passiamo al calcolo della portata di acqua. Supponendo che il pannello radiante sia annegato in una parete perimetrale comunicante con l’esterno, il calore da erogare da 1 m2 di pannello sarà dato da Qa + Qe. I tubicini capillari che costituiscono la serpentina o la spirale saranno posti nel pannello con un interasse i = 0,05 m e quindi per ogni m2 di pannello si troveranno circa 1/0,05 = 20 m di tubicini.

Il calore totale Qt’ da erogare per ogni metro lineare di serpentino o spirale sarà dato da

Qt’ = i (Qa + Qe) = 0,05 (245 + 52,5) = 14,9 [W/m]

Il calore totale Qt emesso dal pannello, considerando una parete retrostante esterna sarà

Qt = (14,9/0,05) 9,8 = 2.920 [W]

La portata dell’acqua q’, espressa in litri orari per metro di tubazione, per un salto termico assunto pari a ∆t = 8[°C], sarà

q’ = Qt’/ (1,16 ∆t) = 14,9/9,28 = 1,60 [l/h.m]

Tabella 2 -

Qa Calore trasmesso dal pannello verso l’ambiente, per unità di superficie [W/m2] ∆tm Media logaritmica delle temperature [°C] B Fattore relativo alle caratteristiche del tubo [W/m2K] Fp Fattore relativo alla resistenza termica del pavimento FI Fattore relativo all’interasse dei tubi Fm Fattore relativo allo spessore del massetto sopra i tubi FD Fattore relativo al diametro esterno dei tubi

cda 51

I parametri Fp, FI, Fm, FD sono adimensionali.

1) Calcolo di ∆tm

te tu ta

Temperatura di entrata dell’acqua nel pannello (60°C) Temperatura di uscita dell’acqua dal pannello (52°C) Temperatura dell’aria ambiente (20°C)

2) Calcolo di B Si assume B = 6,7 [W/m2K] per tubi con spessore 0,002 [m] e conducibilità termica λ = 0,35 [W/mK]. Nel caso in esame, avendo tubi da 1 mm di spessore, applicando una complessa formula, si può assumere B = 6,72 [W/m2K].

3) Calcolo di Fp Nel caso in esame il massetto è costituito semplicemente dallo strato di intonaco (fig. 2) e pertanto la conducibilità è 0,9 [W/mK], come riporta la tabella 1.

Estrapolando dalla tabella 2, si ha Fp = 0,96.

Valori di Fp

Valori di Fp per una Resistenza termica del pavimento di 0,00 [m2K/W]

1,196

1,122

1,058

1,000

0,924

0,821

Conducibilità del massetto [W/mK]

2,0

1,5

1,2

1,0

0,8

0,6

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_48_53 13-01-2004 17:02 Pagina 52

Sistemi

4) Calcolo di FI Si calcola con la relazione FI = 1,23x, valida per pavimenti con resistenza termica nulla. Il valore dell’esponente “x” è dato dalla relazione x = 1 – (i/0,075), essendo “i” l’interasse dei tubi, pari a 0,05 m; pertanto è x = 0,33 e FI = 1,230,33 = 1,07.

5) Calcolo di Fm Si calcola con la relazione Fm = Amy. Il coefficiente Am si ricava dalla tabella 3 e l’esponente y dalla relazione y = 100(0,045 – sm) essendo sm lo spessore del massetto sopra i tubi e pari a 0,015 m (fig. 2). Nel nostro caso, dalla tabella 3 si ha Am = 1,069 ed è y = 100(0,045 – 0,015) = 3 e quindi Fm = 1,0693 = 1,22.

Tabella 3 -

cda 52

Sostituendo i valori numerici, si ricava qt’ = 37,3 [l/h.m2]. Il calore totale emesso dal pannello sarà Qt = 1,16 x 8,3 x 37,3 (60 – 52) = 2.873 [W] Dal confronto dei risultati avuti seguendo le due proce-

Valori di Am

Valori di Am per una Resistenza termica del pavimento di 0,00 [m2K/W]

1,069

1,066

1,063

1,057

1,051

1,0395

Interasse [m]

0,050

0,075

0,100

0,150

0,200

0,300

6) Calcolo di FD Si calcola con la relazione FD = ADz. Il coefficiente AD si ricava dalla tab. 4 e l’esponente z dalla relazione z = 250(De – 0,020) essendo De il diametro esterno del tubo.

L’espressione di FD è valida per diametri compresi tra 0,010 e 0,030 [m] ma l’applicheremo anche nel caso in esame, ove è De = 0,006 [m], essendo il pannello radiante formato con tubicini capillari. Dalla tabella 4 si ha AD = 1,013 ed è z = 250(0,006 – 0,020) = -3,5 e quindi FD = 1,013-3,5 = 0,956.

Tabella 4 -

dure di calcolo, si ha che - alle condizioni più gravose con temperatura esterna di –5[°C] e con pannello annegato in una parete perimetrale - nel primo caso ricaviamo una superficie dei pannelli di 9,8 [m2] con una portata di 32,0 [l/h.m2] e nel secondo caso una superficie di 8,3 [m2] con una portata di 37,3 [l/h.m2]. Date le semplificazioni e gli arrotondamenti dei calcoli (si pensi ad esempio all’assunzione di valori sempre identici per le adduttanze hi e he), gli scarti riscontrati - intorno al 15% - possono conside-

Valori di AD

Valori di AD per una Resistenza termica del pavimento di 0,00 [m2K/W]

1,013

1,021

1,029

1,040

1,046

1,053

Interasse [m]

0,050

0,075

0,100

0,150

0,200

0,300

Finalmente, possiamo calcolare il calore trasmesso dal pannello all’ambiente interno:

Qa = ∆tm B Fp FI Fm FD = 35,85 x 6,72 x 0,96 x 1,07 x 1,22 x 0,956 = 289 [W/m2]

La superficie totale dei pannelli, ricordando che la richiesta termica della sala è di 2.400 [W], risulta S = 2.400/289 = 8,3 [m2].

Il calore totale emesso dal pannello, in caso che la parete retrostante sia esterna, è calcolabile con la relazione

Qt = 1,16 S qt’ (te – tu) [W] essendo qt’ la portata idrica per unità di superficie del pan-

n.1 gennaio 2004

nello, espressa in [l/h.m2] e determinata con la formula

rarsi entro i limiti delle tolleranze di un calcolo preliminare. Resta sostanzialmente simile il calore totale Qt emesso dai pannelli, che risulta nel primo caso pari a 2.920 [W] e nel secondo caso pari a 2.873 [W].

Se la parete retrostante al pannello è di un ambiente interno mantenuto alla stessa temperatura di 20[°C], la superficie calcolata rimane invariata poiché l’emissione verso la sala è sempre la stessa, mentre si avrebbe una portata idrica, che risulterebbe nel primo caso di 29,5 [l/h.m2] e nel secondo caso di 36,9 [l/h.m2].

Com’è noto, gli impianti a pannelli radianti possono essere utilizzati anche per il raffrescamento estivo, alimentandoli con acqua da acquedotto. È da chiarire che tale utilizzo non è in grado di garantire condizioni di comfort ottimali data l’impossibilità di controllare l’umidità e non essendoci alcun ricambio d’a-

www.reedbusiness.it

CDA1_48_53 13-01-2004 17:02 Pagina 53

ria, tranne quello naturale. È possibile, però, integrare l’impianto con un deumidificatore e con un refrigeratore dell’acqua e controllando il punto di rugiada per evitare la formazione della condensa.

Supponiamo di volere utilizzare i pannelli radianti anche per un raffrescamento estivo della sala soggiorno esaminata in precedenza. Si consideri una temperatura interna ta = 27[°C], una medesima temperatura per gli ambienti interni adiacenti tb = 27[°C] ed una temperatura massima esterna tmax = 33[°C].

La scelta della temperatura minima dell’acqua circolante è strettamente legata al pericolo di formazione di condensa; negli impianti semplicemente raffrescanti a pannelli radianti il punto di rugiada dell’aria ambiente corrisponde a quello dell’aria esterna, sempre che non vi sia anche una sorgente umida interna.

Pertanto, la temperatura superficiale dei pannelli deve essere sempre superiore alla temperatura di rugiada; questa, per temperature dell’aria da 30 a 35[°C], con un’umidità del 50% varia da 18,5 a 23[°C] mentre con un’umidità del 60% varia da 21 a 26,5[°C]. Consideriamo di volere avere un microclima interno con una temperatura ta = 27[°C] e un’umidità del 60% e di avere all’esterno una temperatura tmax = 33[°C] con un’umidità del 50%. Dal diagramma psicrometrico la temperatura di rugiada dell’aria esterna a tmax è 21,5[°C].

Raffreddandosi all’interno a 27[°C], l’aria esterna, sempre con la stessa umidità specifica, passa a un’umidità del 70%, sempre con la stessa temperatura di rugiada di 21,5[°C]. Cautelativamente, si considera una temperatura superficiale della parete maggiorata di 1[°C]: t1 = 22,5[°C]. Resta valida la relazione vista in precedenza, ma col segno cambiato

Prefissando un valore t1 = 22,5[°C] si ricava la temperatura media dell’acqua in circolazione per evitare il formarsi della condensa alle condizioni previste risultando tm = 21,9[°C].

La resa termica verso la parete interna risulta alquanto limitata Qa = hi (ta – t1) = 7,7 (27 – 22,5) = 34,7 [W/m2] ed è calcolabile anche con la relazione Qa = Ka (ta – tm) = 6,8 (27 – 21,9) = 34,7 [W/m2] mentre è trascurabile Qb verso la parete retrostante. Può considerarsi Qa + Qb = 35 [W/m2].

In realtà, per il funzionamento estivo, la resa termica di un impianto a pannelli radianti non supera normalmente i 50 – 60 [W/m2].

Assumendo una portata idrica estiva pari a quella invernale, qt’ = 32 [l/h.m2], il salto termico risultante è ∆t = (Qa+Qb)/(1,16 qt’) = 35/(1,16 x 32) = 1[°C ].

Normalmente il salto termico non supera 3 – 4 [°C].

Carmelo La Torre Ingegnere

cda 53

Bibliografia [1] M. Doninelli, “Gli impianti a pannelli radianti”, Quaderni Caleffi, 1997.

[2] F. Riva, “Pannelli radianti”, Peg, 1992.

PARAMETRI CONSIDERATI De hi he i Ka Kb

diametro esterno dei tubi adduttanza per superfici rivolte verso l’interno adduttanza per superfici rivolte verso l’esterno interasse dei tubi trasmittanza della parete verso l’interno trasmittanza della parete verso l’ambiente retrostante Kc trasmittanza della parete verso l’esterno q’ portata di acqua (per metro lineare di serpentino) Qa calore trasmesso dal pannello all’ambiente (per m2 di pannello) Qb calore trasmesso dal pannello all’ambiente interno retrostante (per m2 di pannello) Qe calore trasmesso dal pannello all’ambiente esterno retrostante (per m2 di pannello) qt’ portata di acqua (per m2 di pannello) Qt calore totale trasmesso dal pannello Qt’ calore totale trasmesso (per metro lineare di serpentino) S superficie totale del pannello s1 spessore dell’intonaco interno

www.reedbusiness.it

spessore della muratura di mattoni spessore dell’intonaco retrostante spessore del massetto sopra i tubi (= s1) temperatura interna nell’ambiente considerato temperatura interna degli ambienti retrostanti al pannello te temperatura dell’acqua entrante nel pannello tm temperatura media dell’acqua circolante tmax temperatura massima esterna tmin temperatura minima esterna tu temperatura dell’acqua uscente dal pannello t1 temperatura superficiale della parete interna t2 temperatura superficiale della parete interna retrostante t3 temperatura superficiale della parete esterna retrostante ∆tm media logaritmica della temperatura dell’acqua ∆t salto termico dell’acqua λ1 conducibilità termica dell’intonaco interno λ2 conducibilità termica della muratura di mattoni λ3 conducibilità termica dell’intonaco retrostante

s2 s3 sm ta tb

n.1 gennaio 2004

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 54

Normativa

Gianfranco Cellai, Paola Gallo

Migliorare le prestazioni energetiche degli edifici cda 54

Gli sviluppi positivi aperti dalla Direttiva Europea 2002/91 Il dibattito sulla politica energetica comunitaria in ambito edilizio ha messo in evidenza la debolezza strutturale del rapporto tra produzione di energia e consumi e la necessità di trovare soluzioni alternative. Dal punto di vista delle strategie di intervento, l’Unione Europea può influire in modo limitato sull’offerta, mentre molto di più si può fare per il contenimento dei consumi, accompagnati da una diversificazione delle fonti di energia e un incremento dell’uso delle rinnovabili.

al punto di vista del controllo del fabbisogno energetico - a partire dal 1973, guerra araboisraeliana, all’odierna crisi irachena, passando attraverso Agenda 21, la Carta di Aalborg e il Protocollo di Kyoto - possono individuarsi dei fattori che rappresentano il denominatore comune delle problematiche e delle relative azioni intraprese dalla Comunità Europea e dai singoli Paesi membri.

D

Agenda 21 è il documento chiave approvato all’Earth Summit di Rio de Janeiro del 1992 sotto l’egida delle Nazioni Unite, affinché i progetti sostenibili a livello locale vengano sviluppati in collaborazione con tutti i settori delle rispettive collettività: cittadini, attività economiche, gruppi di interesse.

n.1 gennaio 2004

La Carta di Aalborg è stata approvata dai partecipanti alla conferenza europea sulle città sostenibili, che si è svolta ad Aalborg, Danimarca, dal 24 al 27 maggio 1994 sotto il patrocinio congiunto della Commissione europea e che è stata organizzata dal Consiglio internazionale per le iniziative ambientali locali (ICLEI). Essa è l’applicazione europea a livello locale di Agenda 21.

Tali fattori sono stati evidenziati nel 2000 dalla Commissione Europea nel Libro verde “Verso una strategia europea di sicurezza dell’approvvigionamento energetico”, inaugurando un dibattito tuttora aperto sulla politica energetica comunitaria. Nelle conclusioni del Consiglio europeo di Barcellona del marzo 2002 e nella riunione di Siviglia del giu-

www.reedbusiness.it

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 55

1750

1250

1500

RINNOVABILI 1000

1250

NUCLEARE

USI DOMESTICI

1000

750 GAS NATURALE

750

INDUSTRIA

500 500

PETROLIO 250

250

TRASPORTI

COMB. SOLIDI 0

1990

2000

2010

2020

0 1990

2030

Figura 1 - Previsioni di produzione energetica nell’UE

Il vertice di Rio nel 1992 è stato seguito da un protocollo firmato a Kyoto (Giappone) il 10/12/1997 per la Convenzione quadro delle Nazioni Unite sui cambiamenti climatici che ha come obiettivo: agire contro i cambiamenti climatici con un’azione internazionale mirata a ridurre le emissioni di alcuni gas ad effetto serra responsabili del riscaldamento del pianeta.

gno del 2002 è stata ribadita l’intenzione della Commissione di presentare la relazione sulla sicurezza dell’approvvigionamento svolta sulla base dei risultati del dibattito suscitato dal Libro verde. Nella prospettiva dei prossimi trent’anni [1] il Libro verde ha mostrato le debolezze strutturali della produzione europea di energia (fig. 1) rapportata ai consumi energetici (fig. 2), e in particolare: - la sostanziale dipendenza energetica da Paesi extracomunitari; - il progressivo deterioramento della qualità dell’aria, specialmente nelle grandi città; - le modificazioni climatiche a livello globale; - il progressivo esaurimento dei combustibili di origine fossile, aspetto questo che, a sua volta, condiziona pesan-

2000

2010

2020

2030

Figura 2 - Consumi finali di energia nell’UE

temente sia le possibili tecnologie di intervento sia i tempi degli interventi stessi.

In merito al primo aspetto la produzione di energia comunitaria copre attualmente il 50% dei consumi. L’UE assorbe il 14-15% del consumo mondiale di energia ed è il maggiore importatore mondiale di petrolio (19% del consumo mondiale) e di gas naturale (16% del consumo mondiale). La fattura petrolifera dell’UE nel 1999 è stata di 240 miliardi di euro ed è cresciuta sensibilmente nel 2000-2001). L’importazione per coprire il proprio fabbisogno energetico da altri Paesi è destinata ad aumentare: si prevede che nel 2030 le importazioni raggiungeranno il 70%.

Dalla tabella 1 si evince poi come circa il 70% dei consumi è soddisfatto da gas e petrolio che contribuiscono alle emissioni dannose di gas serra. Tra le cause dell’inquinamento delle nostre città, dopo il traffico e la presenza di alcuni importanti impianti industriali, è da considerarsi il riscaldamento degli edifici.

In ambito europeo e negli Stati Uniti gli edifici sono responsabili di circa il 40% dei consumi e di circa il 30-40% delle corrispondenti emissioni di CO2. Il futuro non consente migliori previsioni viste le suddette proiezioni.

cda 55

Tabella 1 - Fabbisogno energetico finale dell’U.E. suddiviso per settori, tipologia di combustibile e relativa percentuale (1997) Combustibili Combustibili solidi

Edifici (residenziale + terziario)

Industria

Trasporti

Totale

MTEP

%

MTEP

%

MTEP

%

MTEP

%

8.7

0.9

37.2

4.0

0

0

45.9

4.9

Petrolio

101.0

10.8

45.6

4.9

283.4

30.5

430.1

46.2

Gas

129.1

13.9

86.4

9.3

0.3

0

215.9

23.2

Elettricità (compreso 14% da fonti rinnovabili)

98.0

10.5

74.3

8.0

4.9

0.5

177.2

19.0

Calore derivato

16.2

1.7

4.2

0.5

0

0

20.4

2.2

Energie rinnovabili

26.1

2.8

45.0

1.6

0

0

41.1

4.4

Totale

379.2

40.7

262.7

28.2

288.6

31.0

930.5

100

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 56

Normativa

Le crisi petrolifere ricorrenti, unitamente agli aumenti dei costi dei combustibili naturali, hanno evidenziato la necessità di disporre di un approvvigionamento sicuro ed economicamente competitivo.

Gli aspetti energetici nell’edilizia

cda 56

Dal punto di vista delle strategie di intervento energetiche, risulta evidente che l’Unione Europea può influire in modo limitato sull’offerta, mentre decisamente interessante è il contenimento dei consumi, accompagnati da una diversificazione delle fonti di energia e un incremento dell’uso delle rinnovabili.

Per comprendere le priorità di intervento occorre analizzare la suddivisione dei consumi finali di energia; per i settori residenziale e terziario questi sono sintetizzati nei grafici delle figure 3 e 4 (fonte COM, 226, 11 Maggio 2001).

Essi mostrano chiaramente come i consumi inerenti la climatizzazione degli edifici rappresentino oltre il 50% dei consumi globali di tali settori (con oltre il 40% dei consumi finali complessivi).

Gli studi di settore hanno evidenziato che c’è la possibilità di una sensibile riduzione, a costi contenuti, dei consumi del riscaldamento, dell’acqua calda sanitaria, del condizionamento e illuminazione: complessivamente, circa il 22% entro il 2010.

In termini di riduzione dell’inquinamento, questo signifi-

11%

25%

7%

57% Acqua calda

Riscaldamento

Cottura cibi

Elettricità

Figura 3 - Consumi energetici europei nel settore residenziale

16%

9%

4%

14% 52%

5% Acqua calda Illuminazione

Riscaldamento Cottura cibi Raffrescamento Altro

Figura 4 - Consumi energetici europei nel settore terziario

n.1 gennaio 2004

ca abbattere le emissioni di CO2 di circa 100 milioni di tonnellate all’anno (ovvero il 20% dell’impegno assunto dall’U.E. con il protocollo di Kyoto).

Ciò premesso, e tenuto conto del fatto che l’introduzione e lo sviluppo di nuove tecnologie richiedono sempre molto tempo, nell’immediato diventa urgente adottare provvedimenti finalizzati a ridurre il consumo energetico in generale, e nel settore edilizio in particolare: è questo l’imperativo dei prossimi anni, che si ripercuoterà necessariamente sull’edilizia nuova e già esistente. Imperativo cui è stata già data una prima risposta con la Direttiva 2002/91/CE del Parlamento Europeo e del Consiglio del 16.12.2002 sul rendimento energetico nell’edilizia (GUCE, 04.01.2003), finalizzata a migliorare le prestazioni energetiche degli edifici.

L’azione normativa europea per migliorare le prestazioni energetiche degli edifici La Direttiva 2002/91 sulle prestazioni energetiche degli edifici è stato lo strumento utilizzato dalla CE per intervenire sulla problematica in esame.

Dalle indagini di settore si rileva che nel 1995 le abitazioni residenziali nei 15 Paesi europei erano circa 150 milioni, di cui il 32% costruito prima del 1945, il 40% tra il 1945 e il 1974 e il rimanente 28% fino al 1995; dal punto di vista energetico le dispersioni medie di calore per trasmissione degli edifici più recenti corrispondono a circa la metà di quelli costruiti ante 1945 [2]. Nel grafico di figura 5 si può vedere il confronto nell’andamento dei consumi (espressi in litri di gasolio/m2 anno) nel settore residenziale in Italia, a partire dalla legge 373 del 1976, fino alla legge 10 del 1991 che, oltre all’isolamento termico, ha imposto anche una limitazione ai consumi, il miglioramento dell’efficienza degli impianti e la manutenzione periodica degli stessi.

Sempre nello stesso grafico sono posti a confronto i consumi attuali di edifici a basso consumo energetico e con sfruttamento dell’energia solare in forma passiva (altrimenti detti “zero energy house”), dal quale appare evidente il margine di miglioramento ancora possibile in tale settore: quest’ultimi edifici hanno, infatti, un fabbisogno energetico inferiore di oltre il 60% rispetto ad analoghi edifici tradizionali; in sintesi, occorre operare con i principi universalmente conosciuti con il nome di “architettura bioclimatica”, o “energy conscious”.

In ambito impiantistico, tra gli interventi più efficaci si segnala la sostituzione di vecchi generatori di calore con quelli di nuova generazione ad alto rendimento: si stima che sostituendo le caldaie con oltre venti anni di età (oltre 10 milioni nella UE) si potrebbe ottenere una riduzione di circa il 5% nei consumi per riscaldamento residenziale.

L’uso di sistemi di illuminazione artificiale più efficienti, integrati con la luce naturale e con dispositivi di controllo adattati all’effettivo utilizzo degli ambienti (par-

www.reedbusiness.it

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 57

l/m2 year

consumi legato alla climatizzazione estiva: attualmente que17 sta assorbe circa lo 0,7% del consumo finale totale dei settori 14 residenziale e terziario, con tendenza a raddoppiare nel 2010. L’introduzione di limiti minimi di rendimento per gli 7 impianti di condizionamento, unitamente ad altri idonei accorgimenti progettuali, possono 2 portare a una riduzione del 25% di tali consumi.

In tabella 2, sono riportate al1976 Legge 373 1991 Legge 10 Residenza a basso Case passive consumo cune valutazioni inerenti a posenergetico sibili azioni e relativi risparmi [3]: risulta interessante rilevare coFigura 5 - Raffronto tra consumi energetici in rapporto alla legislazione me anche semplici iniziative, italiana quali, per esempio, l’applicazione di valvole termostatiche, ticolarmente sentito in ambito terziario), può portare a o la fatturazione individuale dei consumi (impianti autoun risparmio del 4% dell’energia totale. nomi con produzione centralizzata del calore) possano comIn particolare evidenza, il problema dell’incremento dei portare notevoli risparmi energetici.

Tabella 2 Provvedimenti

Risparmi energetici rispetto ai consumi (in %) Austria

Danimarca

Finlandia

Francia

Germania

Gran Bretagna

Limiti di temperatura

5-10% del riscaldamento

-

5%

5-10% del riscaldamento

7%

-

Valvole termostatiche

5-10% del riscaldamento

-

2%

-

-

17% del riscaldamento2

Fatturazione individuale

5-20% del riscaldamento

-

1%

Fino al 17%

-

-

Ispezione caldaie

5-10% del riscaldamento

-

2%

8% (media)

1-2%

-

Ispezione impianti HVAC

3-10% del riscaldamento

-

3%

-

1-2%

-

Regolazione del riscaldamento

5-10% del riscaldamento

-

1%

5-10%

-

17% del riscaldamento3

Produzione di acqua calda con en. rinnovabili

50-70% dei consumi di acqua calda1

-

1%

35-60% dei consumi di acqua calda1

-

-

Sostituzione o revisione di vecchie caldaie

5-10% del riscaldamento

-

2%

-

3-5%

20-32% 2 (se a condensazione)

-

1%

-

3%

26% dell’ illuminazione2

Uso di lampade ad alta efficienza

1

cda 57

Risparmi energetici previsti in funzione della tipologia di intervento in alcuni Paesi Europei

Energy audit

-

-

2%

Indirettamente 10-25%

-

-

Energy label

-

2-3% dei consumi totali elettrici e per riscaldamento

2%

-

-

-

mediante l’uso di collettori solari; 2solo per residenze; 3con tutti i dispositivi di regolazione installati

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 58

Normativa

cda 58

In particolare, il settore edilizio è stato a lungo identificato come un’area di sfida per la problematica energetica: per esempio, un edificio che nasce con un orientamento solare sbagliato risentirà per tutta la sua esistenza di tale errore, senza che si possa porre rimedio.

Gli errori progettuali inerenti la dimensione architettonica dell’edificio sono pertanto quelli più disastrosi in termini energetici, ma anche quelli sfuggiti finora all’unica forma efficace di controllo: la certificazione energetica.

In tabella 2 si rileva come Danimarca e Finlandia abbiano stimato che l’introduzione su base volontaria di energy label porti a riduzioni del 2-3% dei consumi totali di riscaldamento ed elettrici.

I principali ostacoli all’investimento energetico in edilizia sono individuabili nella differenza di interessi tra il locatario e il proprietario, o tra il costruttore-venditore e l’acquirente: - gli affittuari non hanno nessun interesse a investire in un adeguamento degli appartamenti in quanto non essendo proprietari, possono occupare gli stessi solo per periodi talvolta assai limitati; - i proprietari, di contro, non fanno investimenti in quanto i costi energetici sono totalmente a carico degli affittuari e non hanno sostanzialmente riflessi sulla conservazione dell’immobile.

Analogamente, salvo disposizioni legislative, il costruttorevenditore non ha interesse ad adottare particolari soluzioni di risparmio energetico delle quali beneficerà solo l’acquirente. È questo un nodo che deve essere sciolto mediante strumenti incentivanti che rendano l’intervento di risparmio energetico economicamente vantaggioso indipendentemente da chi ne trae beneficio nel tempo.

La Direttiva 2002/91/CE Entro il 4 gennaio 2006, gli Stati membri dovranno emanare le disposizioni legislative, regolamentari e amministrative necessarie al recepimento della Direttiva in questione.

Gli elementi principali della Direttiva riguardano: - la definizione di una metodologia comune per il calcolo delle prestazioni energetiche degli edifici; - l’applicazione di standard minimi comuni da applicare agli edifici nuovi ed esistenti; - l’introduzione della certificazione dei consumi energetici, da esporre nel caso di edifici pubblici; - campagne di ispezione e controllo degli impianti termici.

In particolare, l’art. 7 introduce la certificazione energetica mediante l’emissione di un attestato riconosciuto da ciascuno Stato Membro, aggiornato a intervalli regolari (non superiori a 10 anni), che comprende il risultato dei calcoli effettuati secondo una metodologia che integri i seguenti aspetti: - caratteristiche termiche e di permeabilità dell’edificio, - impianti di riscaldamento e di produzione dell’acqua calda sanitaria,

n.1 gennaio 2004

- impianti di climatizzazione, - impianti di ventilazione, - impianti di illuminazione (soprattutto negli edifici nonresidenziali), - posizione e orientamento dell’edificio, compresa la caratterizzazione climatica esterna, - sistemi solari passivi e di protezione dalla radiazione solare, - illuminazione naturale e ventilazione naturale, - qualità dell’ambiente interno.

In sintesi, la metodologia di calcolo richiama le norme già esistenti per il calcolo convenzionale del fabbisogno energetico degli edifici quali la EN 832 (Prestazione termica degli edifici – Calcolo del fabbisogno di energia per il riscaldamento- Edifici residenziali), rendendo tuttavia espliciti nella relazione di calcolo e nell’attestato della certificazione energetica anche gli aspetti connessi a una corretta progettazione bioclimatica e al benessere termico.

L’attestato di certificazione energetica L’obiettivo principale del documento è quello di incentivare le costruzioni edilizie nella ricerca delle soluzioni migliori per il contenimento dei consumi, al minor costo possibile e senza pregiudicare il benessere degli occupanti. Il documento farà parte degli atti di compravendita o locazione.

La situazione attuale della certificazione energetica nei Paesi membri dell’UE è riassunta in tabella 3.

La certificazione si applica a tutto l’edificio, nel caso del terziario, mentre nel residenziale anche alle singole unità immobiliari.

In merito è interessante rilevare, anche per i riflessi sui tempi e i costi del documento, che per gli appartamenti in condominio la certificazione può basarsi: - su una certificazione comune dell’intero edificio per i condomini serviti da impianto centralizzato, - sulla valutazione di un appartamento campione rappresentativo dello stesso condominio.

La situazione italiana: un caso emblematico In Italia la legislazione energetica è incentrata essenzialmente sulla legge 10/91 (“Norme per l’attuazione del Piano Energetico Nazionale in materia di uso razionale dell’energia, di risparmio energetico e di sviluppo delle fonti rinnovabili di energia”) la cui attuazione passa attraverso l’emanazione di appositi decreti.

A oltre dodici anni dall’entrata in vigore, la legge deve considerarsi “zoppa”: infatti, si regge fondamentalmente sulla “gamba” del sistema impianto, mediante il DPR 412/93 (“Regolamento recante norme per la progettazione, l’installazione, l’esercizio e la manutenzione degli impianti termici degli edifici ai fini del contenimento dei consumi di energia in attuazione dell’art.4 comma 4 della legge 10/91”) e successivi adeguamenti, mentre l’altro

www.reedbusiness.it

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 59

Tabella 3 -

1

Certificazione energetica in ambito Europeo 1)

Paese

Iniziative

AUSTRIA

Esiste un programma di incentivi che stabilisce un limite massimo al di sotto del quale è possibile accedere agli incentivi federali. Tale programma è in vigore in tutti i Länder, sia per le case nuove sia per quelle esistenti.

BELGIO /LUSSEMBURGO

Studio pilota e discussioni in corso per applicare uno schema di provvedimenti su base volontaria.

DANIMARCA

Primo paese a introdurre la Certificazione obbligatoria per edifici piccoli e grandi. Nel 1996 il Governo ha pubblicato il Piano Energetico Energy 21 dal quale è scaturita, nel 1997, una legge di Certificazione Energetica (Act 1-1-97) obbligatoria per gli edifici (sia di nuova costruzione sia esistenti) che li classifica in base alla superficie.

FRANCIA

Esiste una Legge sull’uso efficiente dell’energia, Legge n.96-1236 del 30-12-1996 (Loi sur l’Air et l’Utilisation Rationelle de l’Energie), che prevede la certificazione obbligatoria energetica di tutti i tipi di edifici e che obbliga chi vuole vendere un edificio del settore terziario a informare l’acquirente sui costi di gestione dell’edificio.

GERMANIA

La certificazione, obbligatoria per gli edifici pubblici, è però facoltativa per quelli privati.

FINLANDIA

Svolta un’inchiesta conoscitiva di accettabilità. Il governo seguirà la nuova Direttiva Europea, quando approvata.

GRECIA

Test di applicazione della Certificazione fatti nella regione di Volos. Sarà applicata solo alle nuove costruzioni.

IRLANDA

Esiste uno schema su base volontaria.

ITALIA

La legge 10 che istituisce la Certificazione è del 1991, ma non è mai stato pubblicato il decreto attuativo.

La competenza è attualmente delle Regioni, mentre allo Stato competono funzioni di indirizzo.

OLANDA

La certificazione non è stata proposta a causa di un’esperienza pilota considerata negativa.

PORTOGALLO

Decisione Ministeriale del 1997 di implementare uno schema su base volontaria, non ancora operativo.

SPAGNA

Metodo di valutazione messo a punto nel 2000. La certificazione è operante solo in alcune Regioni.

SVEZIA

Nessuno schema proposto.

REGNO UNITO

La valutazione delle prestazioni dell’edificio dal punto di vista energetico è stata introdotta da una legge del 1965, che nel corso degli anni ha subito modifiche fino all’approvazione del nuovo regolamento sull’efficienza energetica degli edifici.

Nel 1995 è stato introdotto uno schema di certificazione energetica chiamato SAP (Standard Assessment Procedure), applicato su base volontaria.

cda 59

Cfr. il sito http://www.beeps.it/pages.php/consumi-europa.htm

fondamentale sostegno costituito dalla prestazione energetica dell’edificio non ha mai visto la luce.

Per rendersi conto della gravità della situazione, è sufficiente dire che la “gamba” mancante è formata dai decreti di attuazione dell’art.4, commi 1 e 2, “Definizione dei criteri generali tecnico-costruttivi e delle tipologie per l’edilizia sovvenzionata, convenzionata pubblica e privata” e dell’art.30, “Certificazione energetica degli edifici”. In pratica si sono persi 12 anni durante i quali si sarebbe potuto mettere a punto il meccanismo della certificazione e promuovere nel contempo un’edificazione più corretta dal punto di vista energetico.

Occorre quindi ricercare i motivi del sostanziale fallimento operativo delle legislazioni nel settore energetico quando queste toccano gli interessi di settori fondamentali quali l’edilizia e intervenire su questi per avere successo.

Per valutare le ricadute in ambito nazionale dei mancati provvedimenti si osserva che residenze ed edifici pubblici complessivamente rappresentano una quota di circa l’88% dell’intero patrimonio edilizio (fig. 6): purtroppo, è su tale quota che i decreti mancanti avrebbero inciso più significativamente.

www.reedbusiness.it

Nel frattempo, il DLgs 31 marzo 1998 n. 112 (noto come riforma “Bassanini”) ha trasferito alle Regioni le competenze amministrative sulla certificazione (sono attribuiti alle regioni i compiti previsti agli articoli 12, 14 e 30 della legge 9 gennaio 1991, n.10): sussiste quindi la possibilità che ogni Regione possa seguire indirizzi differenti, con il ri-

21%

12% 67% Edilizia residenziale Edilizia privata a destinazioni produttive, terziaria e di servizio Edilizia pubblica

Figura 6 - Suddivisione del patrimonio edilizio italiano; elaborazione Censis su dati Istat ed Anci, 1999

n.1 gennaio 2004

CDA1_54_60 13-01-2004 17:39 Pagina 60

Normativa

Gianfranco Cellai, Paola Gallo Dipartimento di Tecnologie dell’Architettura e Design “Pierluigi Spadolini”, Università degli Studi di Firenze

schio di realizzare una giungla normativa. Per evitare tale rischio il CTI ha proposto uno schema nazionale di certificazione [4].

Politiche di contenimento dei consumi Buona parte del futuro destino dell’Europa in materia di salvaguardia dell’ambiente e sviluppo economico si gioca sul successo delle politiche di contenimento dei consumi energetici e di sviluppo delle fonti rinnovabili di energia: elementi essenziali di tale potenziale successo sono da ricercare negli interventi nel settore edilizio, e in particolare in quello residenziale che assorbe una quota rilevante dei consumi globali.

Purtroppo, gli scenari futuri non sono consolanti, ma anzi si prefigurano peggioramenti senza interventi radicali che, con il trascorrere del tempo, divengono sempre più di difficile attuazione.

Occorre pertanto uno sforzo di tutti, politici e operatori del settore, a partire dalla consapevolezza che la sconfitta energetica rappresenta, purtroppo, una sconfitta per l’ambiente, per lo sviluppo economico e l’occupazione, e in definitiva per l’intera società civile.

Bibliografia [1] Commissione europea, “Energia: controlliamo la nostra dipendenza”, Ufficio delle pubblicazioni ufficiali della Comunità Europea, Lussemburgo 2002.

[2] E.M. Mafrolla, “La proposta di direttiva del parlamento europeo e del consiglio sul rendimento energetico nell’edilizia”, “Speciale Europa”, allegato a Inarcassa n°2, aprile-giugno, ed. Maggioli, Roma 2002.

[3] H.Despretz, “Energy performance connected Regulations in existing building”, ADEME (FR), September 2002.

[4] CTI - Comitato Termotecnico Italiano, “La direttiva europea 2002/91/CE: recepimenti e normativa nazionale sviluppata dal CTI”, atti del convegno del 26/11/2003, Milano.

cda 60 Accordo Cna Milano/Multiutility na, Confederazione dell’artigianato e delle piccole e medie imprese della provincia di Milano, ha promosso un gruppo d’acquisto realizzato in collaborazione con il Gruppo Multiutility, specializzato a livello italiano nella consulenza e fornitura di energia alle pmi.

L’iniziativa, volta a garantire significativi risparmi nel consumo energetico, è stata presentata alla stampa nel corso di una conferenza tenutasi a Milano il 25 giugno scorso, durante la quale sono intervenuti: Maurizio Calzolari, presidente Cna Milano, Germano Zanini, amministratore delegato Multiutility spa, e Simone Degrassi, responsabile clienti istituzionali Multiutility.

Come indica il decreto di liberalizzazione elettrica (Decreto Bersani), dallo scorso 1° maggio tutte le imprese con consumi superiori a 100.000 kWh possono svincolarsi dal regime di mo-

C

n.1 gennaio 2004

nopolio energetico e rivolgersi al libero mercato per i propri approvvigionamenti.

Delle 85.000 aziende artigiane e piccole e medie imprese che operano a Milano e provincia circa il 10% rientra in questa casistica – hanno, cioè, consumi annui superiori ai 100.000 kWh. La convenzione sottoscritta da Cna Milano e il Gruppo Multiutility consente alle aziende aderenti di approvvigionarsi del fabbisogno energetico risparmiando, oggi, il 6% rispetto ai costi finora reperibili sul mercato.

Grazie all’accordo stipulato dall’Associazione con Multiutility sarà sufficiente sottoscrivere il contratto perché l’impresa associata Cna entri a far parte del gruppo d’acquisto. L’adesione alla convenzione permette inoltre di partecipare al Consorzio Energia Pulita che, oltre a indicare la scelta ecologica, ha la prerogativa di accogliere l’adesione delle aziende a par-

tire da un consumo annuo di 30.000 kWh. Un’apertura che consente il coinvolgimento nel gruppo di acquisito Cna di tutte quelle piccole imprese che, denunciando un consumo inferiore ai 100.000 kWh, sono oggi escluse dalla possibilità di rivolgersi al libero mercato in ragione dei limiti posti dal Decreto Bersani, sui quali, peraltro, si prevedono significative modifiche entro il 2004.

Nella foto, da sinistra: Germano Zanini, Maurizio Calzolari, Simone Degrassi. ■ ➤➤ www.cnamilano.it ➤➤ www.multiutility.it

www.reedbusiness.it

CDA1_61_67 13-01-2004 13:40 Pagina 61

Impianti

Andrea D’Ascanio, Renato Lazzarin

Climatizzazione con deumidificazione chimica Problematiche di funzionamento In questo articolo vengono illustrati alcuni problemi riscontrati durante il funzionamento di un impianto innovativo di climatizzazione basato sulla deumidificazione chimica, le cui prestazioni sperimentali nelle modalità sia di riscaldamento sia di raffrescamento sono state descritte in due precedenti articoli. Queste problematiche, se da un lato hanno limitato le prestazioni dell’impianto, dall’altro hanno permesso di individuare alcuni elementi utili per migliorare affidabilità e rendimento non solo dell’installazione in questione ma anche di future applicazioni.

n due articoli precedenti [D’Ascanio, Lazzarin 2003a - D’Ascanio, Lazzarin 2003b] si è descritto un impianto innovativo di climatizzazione basato sulla deumidificazione chimica. In quella sede si sono analizzati i principi di funzionamento e sono state illustrate le prestazioni rilevate sperimentalmente sia nel funzionamento invernale sia in quello estivo.

Si era fatto allora cenno a una serie di problematiche e difficoltà emerse nella realizzazione e nella gestione dell’impianto che ne hanno dilatato i tempi di messa in funzione e ridotto le prestazioni potenziali. Si ritiene utile darne di seguito brevemente conto, non solo per evitare di incorrere in errori o sottovalutazioni simili in future applicazioni, ma anche perché questi problemi hanno permesso di individuare possibili margini di miglioramento delle prestazioni energetiche e delle possibilità di impiego di tale tecnologia.

I

www.reedbusiness.it

cda 61

Problemi di gestione e possibili soluzioni Sistema di controllo e regolazione Per avere un’evaporazione regolare e continua del vapor d’acqua dalla soluzione presente al rigeneratore è fondamentale mantenere lo scambiatore sufficientemente immerso nella soluzione. Il livello di soluzione non può però superare il limite massimo di riempimento del rigeneratore stesso perché in tal caso la soluzione potrebbe tracimare e inondare il condensatore, con cui è in collegamento. Tale eventualità è da evitare non solo perché metterebbe a contatto la soluzione con parti di impianto soggette a corrosione ma soprattutto perché si avrebbe una perdita di soluzione in quanto verrebbe scaricata come fosse acqua condensata.

Per tale motivo il livello di soluzione al rigeneratore vie-

n.1 gennaio 2004

CDA1_61_67 13-01-2004 13:40 Pagina 62

Impianti

Figura 1 - Schema del rigeneratore della soluzione, in cui sono evidenziate le sonde di temperatura (B1, B2, B5, B6) e i sensori di livello (Lmin, Lmax, Lallarme)

Variazione di umidità assoluta [g/kg]

cda 62

ne controllato mediante un sistema che prevede il pofunzionamento di una sonda di livello (es. mancanza di alisizionamento di 3 sonde di livello piezoelettriche (minimo, mentazione) poteva non essere rilevato dal sistema e quinmassimo e allarme) (fig. 1) che controllano la logica di di non generare allarmi. azionamento delle pompe di riempimento e svuotaL’insieme di questi fattori ha comportato, di fatto, l’immento del rigeneratore. possibilità del funzionamento in automatico del sistema.

Tuttavia il sistema realizzato per il controllo del livello È stato quindi necessario rivedere completamente quedi soluzione ha dimostrato dei limiti intrinseci nella casta parte di logica per migliorare l’affidabilità e il funpacità di gestire la portata di soluzione nel rigeneratozionamento a regime dell’impianto realizzato [D’Ascare ed eventuali problemi legati al blocco delle pompe. nio, 2002].

In particolare le principali difficoltà riscontrate sono È tuttavia necessario, nel caso di nuove realizzazioni, ristate le seguenti: progettare interamente il sistema di regolazione e controllo, - la logica di controllo della portata di soluzione in intenendo conto, in particolare, dei seguenti aspetti: gresso/uscita dal condensatore, basata sulla lettura di se- Utilizzare sistemi automatici di controllo della portata gnali provenienti da strumenti diversi, non ha tenuto in di soluzione in grado di garantire la massima precisione debito conto i possibili errori di lettura dei valori di pore affidabilità al sistema. tata (soprattutto in caso di regime non stazionario).

- Ottimizzare il posizionamento delle sonde di livello - La quantità di soluzione compresa tra livello minimo e tenendo conto dei tempi di risposta del sistema e del gramassimo (solo circa 50 litri, pari a un tempo di riempimento do di sicurezza da realizzare. dell’ordine di 10-15 s) non poteva consentire una suffi- Realizzare un sistema di controllo di livello di tipo failciente stabilità del sistema, a causa dell’inerzia del fluido, delle pompe e dei tempi necessari per l’e5,0 laborazione dei segnali. Ancora mi48% 50% nore era il margine di intervento del4,0 52% la sonda di allarme prima della tra3,0 cimazione della soluzione al conXin = 7,5 g/kg L/G = 0,8 densatore (circa 1-2 s).

2,0 - Questa instabilità del sistema, 1,0 comportando eccessivi interventi in ON/OFF delle pompe della solu0,0 10 15 20 25 30 35 40 45 zione, ha causato l’intervento delTemperatura di ingresso soluzione [°C] -1,0 le protezioni termiche delle pompe stesse, con conseguente blocco -2,0 frequente dell’impianto.

- La logica di controllo non era di tiFigura 2 - Effetto della temperatura della soluzione sulle prestazioni, in regime invernale po fail-safe: un problema di mal-

n.1 gennaio 2004

www.reedbusiness.it

CDA1_61_67 13-01-2004 13:40 Pagina 63

vernale è raffreddato dall’aria di rinnovo, fungendo anche da batteria REGIME INVERNALE di preriscaldamento, mentre in regime estivo viene raffreddato dalAria espulsa l’aria espulsa, trattata con un saturatore adiabatico per raffredSC Batteria Aria immessa SC Aria rinnovo aria-sol darne ulteriormente la temperapost-risc aria-aria (pre-risc) tura (schema a blocchi, figg. 3 e 4).

Tuttavia questa soluzione progettuale Caldaia acqua Rigeneratore presenta diversi problemi che, di fatpressurizzata Torre deumidif. to, limitano le possibilità applicaCaldaia tive del sistema: condensazione Condensatore - In regime invernale (fig. 3), in caso di temperature esterne non SC UTENZE molto rigide o di un ridotto fabbiAccumulo sol-sol sogno interno (per es. in caso di afFigura 3 - Schema a blocchi semplificato dell’impianto in follamento degli ambienti), viene rifunzionamento invernale. Torre = torre di deumidificazione; SC ariadotta, mediante una valvola miaria = scambiatore aria–aria a flussi incrociati; SC aria-sol = scelatrice a tre vie (non riportata scambiatore aria-soluzione (batteria di preriscaldamento aria di nello schema a blocchi), la potenrinnovo); SC sol-sol = scambiatore rigenerativo a piastre za della batteria di preriscaldamento per consentire il corretto safe, in grado di rivelare qualsiasi anomalia nel funziocontrollo della temperatura ambiente; ciò però comnamento dell’impianto e di garantire le condizioni di siporta un innalzamento della temperatura di ingresso curezza in ogni situazione [D’Ascanio, 2002]. della soluzione in torre e quindi una riduzione della caÈ inoltre opportuno utilizzare, come sonda di allarme, un pacità deumidificante, proprio quando le potenzialità sensore diverso da quelli relativi al controllo dei livelli midi recupero sono maggiori. Inoltre l’incremento della nimo/massimo, per esempio un sensore a galleggiante in temperatura della soluzione comporta anche un riscalgrado non solo di generare un allarme, ma anche di blocdamento dell’aria in uscita dalla torre che viene espulcare fisicamente lo scarico del vapore, impedendo così l’esa all’esterno, con un evidente spreco energetico. Infiventuale tracimazione della soluzione. ne l’aria esterna di rinnovo subisce un maggiore riscaldamento nel recuperatore a flussi incrociati: ciò signifiRaffreddamento della soluzione in ingresso in torre ca che, a parità di condizioni esterne, viene ulteriormente Nei precedenti articoli si è sottolineato il fatto che uno ridotta la potenza richiesta alla batteria di preriscaldadei principali parametri che determinano le prestazioni delle torri di assorbimento è la temperaSCHEMA A BLOCCHI SEMPLIFICATO tura di ingresso della soluzione in torCircuito soluzione REGIME ESTIVO Circuito attivo re: anche un piccolo incremento Aria espulsa in regime estivo Circuito attivo di questa porta a un rapido decaSC in regime invernale aria-sol dimento delle capacità deumidifiAria rinnovo Circuito attivo in reg. invernale e estivo canti della soluzione, soprattutto in Circuito aria Torre regime invernale (fig. 2). Dal diaBatteria Aria immessa SC deumidif. fredda aria-aria Aria deumidificata Aria da gramma si nota, infatti, come sia nedeumidificare cessario, per avere prestazioni sodCaldaia acqua Rigeneratore disfacenti (es. deumidificazione di Umid. pressurizzata adiabatico 2 g/kg), che la temperatura di ingresso in torre non sia superiore Condensatore ai 30°C, con concentrazioni della soluzione al 52%. È quindi fondaSC Torre Accumulo sol-sol mentale mantenere sufficienteevaporativa mente bassa la temperatura della Figura 4 - Schema a blocchi semplificato dell’impianto in soluzione in ingresso in torre. funzionamento estivo. Umid. Adiabatico = Umidificatore adiabatico a Nell’impianto realizzato tale funzione pacco; SC aria-aria = scambiatore aria–aria a flussi incrociati; SC ariaviene svolta da uno scambiatore sol = scambiatore aria-soluzione; SC sol-sol = scambiatore rigenerativo a piastre aria-soluzione, che in regime inCircuito soluzione Circuito attivo in regime estivo Circuito attivo in regime invernale Circuito attivo in reg. invernale e estivo Circuito aria

www.reedbusiness.it

cda 63

Aria esterna

Aria ripresa

SCHEMA A BLOCCHI SEMPLIFICATO

n.1 gennaio 2004

CDA1_61_67 13-01-2004 13:40 Pagina 64

Impianti

cda 64

n.1 gennaio 2004

mento, innestando un circolo vizioso che porta a una nociente flessibilità dell’impianto in caso di emergenza. tevole diminuzione delle prestazioni del sistema. In pra- Il raffreddamento della soluzione nel ciclo estivo comtica, quindi, nelle mezze stagioni o comunque in caso di porta un evidente dispendio energetico per i ventilatori. elevati carichi endogeni il sistema ha scarse prestazioni.

- Si incrementano i punti di rischio per un’eventuale - In regime estivo (fig. 4), poiché non è sufficiente solo perdita di soluzione e le complicazioni d’impianto. l’aria espulsa per garantire una bassa temperatura delNella realizzazione di nuovi impianti si dovrebbe quindi la soluzione, viene utilizzata anche una frazione di aria valutare la possibilità di utilizzare altri sistemi per il esterna per avere una portata d’aria sufficiente. Ciò peraffreddamento della soluzione. rò comporta l’installazione di un umidificatore adiabatico Un sistema potrebbe essere quello rappresentato nello scheper avere temperature sufficientemente basse in inma a blocchi in figura 5, che introduce uno scambiatore gresso allo scambiatore aria-soluzione. Lo svantaggio di aggiuntivo (SC acqua-sol in figura) in parallelo con il questa soluzione è legato al sovradimensionamento del vencondensatore, per fornire energia termica al circuito di tilatore di espulsione e quindi a un incremento dei conriscaldamento dell’edificio per il regime invernale. sumi elettrici durante tutto l’anno, sia per l’incremento In questo caso lo scambiatore, per avere temperature comdi portata sia per l’aumento delle perdite di carico (cirpatibili, dovrà essere posto tra due scambiatori rigeneca 100 Pascal). rativi (SC Sol-Sol 1 e 2). Un secondo circuito, a valle del - Le tubazioni contenenti la soluzione, la batteria ariasecondo scambiatore rigenerativo, ne permette il funsoluzione e gli organi di regolazione e intercettazione dezionamento anche in regime estivo utilizzando, assieme vono essere realizzati in materiali speciali (resistenti alal condensatore, la torre evaporativa come sistema di rafla corrosione) e particolare attenzione deve essere posta freddamento. alla tenuta delle guarnizioni di ogni elemento di disconQuest’ultima soluzione non solo risolverebbe i problemi tinuità. Il problema diventa più evidente soprattutto per legati alla configurazione attuale, ma presenta ulteriole parti esposte alle intemperie, come verrà descritto nel ri vantaggi: paragrafo successivo.

- Consente una stabilità della temperatura della soluzione, - Aumenta il rischio che un’eventuale perdita di soluzione indipendentemente dalle condizioni esterne o interne si trasferisca all’aria immessa negli ambienti o che danagli ambienti trattati con la CTA. neggi la CTA. - Permette una progettazione “tradizionale” delle CTA, - In caso di malfunzionamento del sistema (es. blocco delcon la possibilità di mantenere lo schema classico insela circolazione della soluzione), la batteria di pre-rirendo una batteria di post-riscaldamento per eventuali siscaldamento perde ogni funzionalità e risulta quindi tuazioni di emergenza. Il sistema quindi avrebbe una difficile il controllo delle condizioni termoigrometriche maggiore funzionalità e flessibilità di utilizzo. interne in regime invernale - in regime estivo un even- Permette di estendere l’applicabilità del sistema ottituale blocco dell’impianto è ancora più critico: poiché mizzando il recupero termico a bassa temperatura, sola CTA non è dotata di batteria di post-riscaldamento, l’imprattutto nelle mezze stagioni. Nella stagione estiva è più pianto non è in grado di controllare contemporaneamente temperatura e umidità con la sola batteria Circuito soluzione fredda.

Circuito attivo SCHEMA A BLOCCHI SEMPLIFICATO in regime estivo In sostanza, si può comprendere NUOVA CONFIGURAZIONE Circuito attivo che l’utilizzo della batteria di prein regime invernale Circuito attivo in reg. riscaldamento come elemento per Aria espulsa invernale e estivo Circuito aria il raffreddamento della soluzione presenta degli svantaggi: Batteria Batteria SC Batteria Aria rinnovo Aria immessa - Vincola l’impiego della torre di deupre-risc fredda aria-aria post-risc midificazione, in regime invernale, alle condizioni di carico presenti nelCaldaia acqua Rigeneratore pressurizzata Torre l’ambiente trattato e alle condizioni deumidif.

SC climatiche esterne, perdendo gran Caldaia sol-sol condensazione parte dei vantaggi energetici quan2 Condensatore do opera in condizioni di carico Aria ripresa SC parziale. In tal modo non viene sol-sol SC Accumulo 1 acquaraggiunto il massimo recupero posUTENZE sol sibile, sia latente che sensibile.

Torre evap.

- Il comfort degli occupanti dipende fortemente dall’affidabilità del Figura 5 - Schema a blocchi semplificato per l’ottimizzazione del circuito di raffreddamento della soluzione sistema e non consente una suffi-

www.reedbusiness.it

CDA1_61_67 13-01-2004 13:40 Pagina 65

facile inoltre rendere utilizzabile per altri usi il calore dissipato.

- Consente un migliore sfruttamento della torre evaporativa in regime estivo, senza introdurre perdite di carico aggiuntive nelle CTA legate al sistema di umidificazione adiabatica.

- Riduce l’utilizzo di materiali speciali per gli scambiatori aria-soluzione e i sistemi di regolazione (tenendo conto che ci vuole uno scambiatore per ogni CTA nella soluzione tradizionale).

- Riduce la quantità di soluzione circolante nell’impianto e i problemi di tenuta e di corrosione su parti esposte all’aria e agli agenti atmosferici. Anche se viene introdotto uno scambiatore rigenerativo aggiuntivo (SC sol-sol 2), il tutto può essere collocato in centrale termica, in spazi più ridotti e più facilmente mantenibili.

Si vede infatti in figura 5 che la batteria di preriscaldamento è ora alimentata da acqua calda comunque prodotta in centrale termica.

- Consente una migliore integrazione tra il circuito di riscaldamento e quello di rigenerazione della soluzione, garantendo un possibile supporto al sistema tradizionale in caso di situazioni di emergenza. La caldaia ad acqua pressurizzata potrebbe fungere quindi, in questi casi, da back-up alla caldaia collegata alle utenze.

Problemi di corrosione e trafilamenti di soluzione La maggior parte delle soluzioni igroscopiche comunemente impiegate per la deumidificazione chimica sono corrosive per molti materiali utilizzati comunemente nella termoidraulica. Anche la soluzione H2O-LiBr presenta, sebbene in misura minore rispetto ad altri prodotti, questo problema.

Nell’impianto realizzato, nonostante la scelta di materiali resistenti alla corrosione per tutte le parti dell’impianto a contatto con la soluzione, sono stati riscontrati alcuni problemi in punti dell’impianto dove, anche se in via eccezionale, si è avuto il contatto con materiali non idonei (acciaio al carbonio, acciaio zincato, alluminio, rame).

Per esempio, il canale di ingresso dell’aria in torre (fig. 6) è stato danneggiato da gocce di soluzione che, a causa della turbolenza del flusso d’aria, sono entrate in contatto con la lamiera in acciaio zincato, nonostante fosse previsto un deflettore. I motivi di tale problema sono diversi, legati sia alla progettazione della torre stessa che alla mancanza di sufficienti garanzie per evitare il trascinamento di soluzione al di fuori della torre di assorbimento.

Un problema analogo lo si è avuto con il condensatore (fig.

7): costruito in accaio al carbonio perché teoricamente non a contatto con la soluzione, si è dovuto sostituirlo dopo circa un anno di attività perché una tracimazione della soluzione nel condensatore ne ha compromesso la tenuta al vuoto richiesta.

Altri punti problematici sono stati i collegamenti tra componenti eseguiti in materiali diversi (fig. 8). I problemi sono, in questo caso, legati alle differenti dilatazioni termiche dei materiali e al tipo di tenute, guarnizioni e

www.reedbusiness.it

Figura 6 - Danneggiamento del canale dell’aria in ingresso alla torre di assorbimento

cda 65 Figura 7 - Evidenti segni di corrosione all’interno del mantello del condensatore

Figura 8 - Corrosione dovuta a trafilamenti di soluzione da una valvola

n.1 gennaio 2004

CDA1_61_67 13-01-2004 13:41 Pagina 66

Impianti

Tabella 1 -

cda 66

Incremento delle prestazioni energetiche ottenibili con l’ottimizzazione del gruppo frigo

YORK Modello YCAS0295EB (R407c) (per aria) Modello YCWS0313SB (R407c) (per acqua)

Potenza frigorifera nominale (kW)

COP di ciclo

Incremento di COP (%)

Potenza elettrica richiesta (kW)

Risparmio di potenza elettrica (%)

COP in condizioni nominali (Taria=35°C, Tacqua=7°C)

260

3,1

0,0%

83,9

0,0%

Monocircuito ad alta temperatura (13°C)

3,7

19,4%

70,3

16,2%

Bicircuito a diversi livelli di temperatura (13; 7°C) con 50% della potenza su ciascun circuito

3,4

9,7%

76,5

8,8%

Raffreddamento con acqua di torre (t=35°C) (tacqua=7°C)

3,8

22,6%

68,4

18,4%

Bicircuito frigorifero con raffreddamento ad acqua

4,2

35,5%

61,9

26,2%

Bicircuito frigorifero con raffreddamento ad acqua (tenendo conto della potenza assorbita da pompe e ventilatori della torre evaporativa (2,8 kW))

4,0

29,6%

64,7

22,9%

sistemi di giunzione utilizzati (il PTFE, ad esempio, si è rivelato poco adatto nelle tenute filettate).

Il trafilamento di soluzione è problematico sia per la perdita di soluzione, sia per il rischio di corrosione di altri elementi (in figura 8 si può notare il danneggiamento della canaletta in acciaio zincato contenenti i cavi elettrici della CTA nonché dell’isolamento dei tubi stessi).

La soluzione a questi problemi è essenzialmente legata alla cura nella scelta dei materiali più adatti e, soprattutto, alla corretta e scrupolosa installazione. È opportuno inoltre limitare le pressioni a cui può essere sottoposto il circuito idraulico (es. variazioni improvvise di portata), evitando ad esempio organi di regolazione della portata a strozzamento e impiegando pompe a inverter.

Ulteriori miglioramenti possibili Soluzione igroscopica impiegata I costi più importanti del sistema innovativo sono legati principalmente alla soluzione impiegata, sia per l’elevato costo della soluzione H2O-LiBr (il fabbisogno di soluzione di circa 1.500 litri ha comportato una spesa di 13.000 €), che per i materiali speciali impiegati nei vari elementi (acciaio Inox Aisi 304 o 316).

L’utilizzo della soluzione H2O-LiBr dovrebbe quindi portare a un’oculata progettazione e un corretto posizionamento di tubazioni, valvole di intercettazione e by-pass contenenti la soluzione (per esempio, il corretto posizionamento di alcune valvole di by-pass avrebbe comportato un risparmio di circa 500 €). È inoltre in fase di sperimentazione l’impiego di nuove sostanze meno costose e meno corrosive. In tal caso, i problemi legati al costo e alla corrosività della soluzio-

n.1 gennaio 2004

ne diventerebbero meno importanti (il costo di soluzioni alternative può scendere a meno di 0,5 € per kg di sale), mentre diventerebbero più importanti i problemi di dimensionamento delle torri di assorbimento, di viscosità della soluzione e del controllo del limite di cristallizzazione.

Ottimizzazione del gruppo frigorifero Nel ciclo estivo i vantaggi legati alla deumidificazione chimica sono fortemente legati alla trasformazione subita dall’aria nel passaggio in torre. Poiché l’aria ha bisogno solo di un raffreddamento sensibile fino alle condizioni di immissione, è conveniente utilizzare un gruppo frigorifero con temperatura di mandata più alta rispetto ai gruppi tradizionali, con un incremento medio del COP di almeno 0,5 punti. Se, come nell’impianto studiato, esistono anche altre utenze che necessitano comunque di acqua refrigerata a 7°C, si potrebbe comunque impiegare un gruppo frigo che fornisca acqua a 2 livelli di temperatura, in modo da migliorare il COP della quota parte di potenza frigorifera a più alta temperatura. Un ulteriore miglioramento possibile è relativo al circuito di raffreddamento: avendo già a disposizione una torre evaporativa per il raffreddamento del condensatore, è possibile, con un incremento di costo relativamente basso, dimensionare tale torre per raffreddare anche il condensatore del gruppo frigo, incrementando ulteriormente il COP. Attualmente il gruppo frigo installato è raffreddato ad aria e ha un solo circuito frigorifero (a bassa temperatura). Il COP nominale (Taria = 35°C, Tacqua = 7°C) è di 3,1 (tab.

1). Il solo passaggio da un gruppo raffreddato ad aria a uno raffreddato ad acqua di pari potenzialità, avrebbe portato a un miglioramento del COP del 23% (da 3,1 a 3,8)

www.reedbusiness.it

CDA1_61_67 13-01-2004 13:41 Pagina 67

e un risparmio di potenza installata del 18%, mentre passare anche a un gruppo con bicircuito frigorifero (7°C e 13°C) porterebbe l’incremento complessivo del COP a un +35% e un risparmio sulla potenza elettrica installata del 26%. Ovviamente tali valori vengono ridotti dal momento che vi è un assorbimento elettrico delle pompe di circolazione e del ventilatore della torre evaporativa. Nel caso in questione il COP passerebbe, infatti, a 4,0 (+29,6%) così come il risparmio sulla potenza elettrica installata scenderebbe al 22,9%.

Si può notare che l’incremento del COP nelle condizioni nominali comporta da un lato un risparmio energetico ed economico durante il funzionamento dell’impianto, ma permette anche una riduzione della potenza elettrica richiesta. Nel caso di impieghi nel settore del terziario molto spesso il fattore critico per la potenza elettrica installata è proprio legato al condizionamento estivo: una riduzione della potenza richiesta (o un “down-size” della potenza del gruppo frigo) può comportare anche un vantaggio economico su tutto l’anno, legato al minore impegno di potenza richiesto.

lavanderie e stirerie ecc.) che nel settore industriale (impianti di essiccazione, industria farmaceutica, alimentare, tessile ecc.).

Andrea D’Ascanio, Renato Lazzarin Università di Padova, Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali, Vicenza Bibliografia [D’Ascanio, 2002]. A. D’Ascanio, “Analisi sperimentali per applicazioni della deumidificazione chimica dell’aria nella climatizzazione ambientale”, Tesi di Dottorato in Fisica Tecnica, relatore R. Lazzarin, Università degli Studi di Padova, 2002.

[D’Ascanio, Lazzarin 2003a]. A. D’Ascanio, R. Lazzarin, “Climatizzazione invernale con deumidificazione chimica - Risultati sperimentali”, Condizionamento dell’aria, novembre 2003.

[D’Ascanio, Lazzarin 2003b]. A. D’Ascanio, R. Lazzarin, “Climatizzazione estiva con deumidificazione chimica - Risultati sperimentali in un impianto innovativo”, Con-

Conclusioni L’analisi di un impianto sperimentale di deumidificazione chimica, realizzato per la prima volta in Italia su scala commerciale per la climatizzazione ambientale civile, ha permesso di effettuare le prime verifiche sulle capacità di tale sistema di garantire le prestazioni previste per quanto riguarda l’efficienza energetica e il benessere termoigrometrico in applicazioni HVAC. I risultati del monitoraggio condotto nel primo anno di funzionamento dell’impianto hanno dimostrato da un lato che le prestazioni sono inferiori ai valori previsti per problemi di tipo impiantistico o legati alla logica di controllo, dall’altro che sono comunque coerenti con quanto previsto dai modelli di simulazione per le condizioni di utilizzo realizzate. La soluzione di alcuni dei problemi riscontrati è attuabile già nell’impianto esistente, ma un miglioramento consistente delle prestazioni e dell’affidabilità del sistema è possibile solo in nuove realizzazioni.

L’analisi energetica del sistema, comunque, conferma l’effettiva possibilità di ottenere consistenti risparmi energetici sia in regime di funzionamento invernale sia estivo, se si ha cura di ottimizzare il progetto dell’intero impianto in funzione dei vantaggi che offre il sistema di deumidificazione chimica. È infine facilmente intuibile che le prestazioni di tali sistemi sono migliori nelle seguenti condizioni: - Utenze con significativo carico interno latente, sia in regime invernale sia estivo - Notevoli quantità di aria di rinnovo - Impiego di calore a bassa temperatura (40-60°C) - Eventuale impiego di calore a bassa temperatura nella stagione estiva.

Tali condizioni possono essere realizzate in diversi casi sia nel terziario (impianti natatori coperti, ospedali, mense,

www.reedbusiness.it

dizionamento dell’aria, dicembre 2003.

[Gasparella, 1998]. A. Gasparella, “Deumidificazione chimic dell’aria e risparmio energetico: sperimentazione e applicazioni”, 1998, Tesi di dottorato in energetica, relatore R. Lazzarin, Università degli Studi di Padova.

cda 67

[Kovak et al.], 1997, B. Kovac, P. R. Heimann, J. Hammel, “L’effetto disinfettante del raffreddamento basato sulla deumidificazione chimica”, CdA Condizionamento dell’aria, vol.41, 1997, pp. 1093-1098.

[Lazzarin et al., 1997]. R.M. Lazzarin, G.A. Longo, “Comparison of heat recovery systems in public indoor swimming pools”, 1997, Applied Thermal Engineering, vol. 16, pp. 561-570.

[Lazzarin et al., 1999a]. R.M. Lazzarin, A. Gasparella, G.A. Longo, “Chemical dehumidification by liquid desiccants: theory and experiment”, International Journal of Refrigeration, vol. 22 (1999), pp. 334-347.

[Lazzarin et al., 1999b]. R.M. Lazzarin, A. Gasparella, G.A. Longo, “Analysis of an innovative HVAC plant based on an open cycle absorption system”, ISHPC ‘99, Proceedings of the International Sorption Heat Pump Conference, 1999 - Munich, pp. 151-156.

[Ryan et al., 1992]. W. Ryan, J. Marsala, A. Lowenstein, W. Griffiths, “Laboratoy and field experiment results for a residential liquid desiccant dehumidifier”, Desiccant Cooling and Dehumidification, ASHRAE Special Publications, 1992, pp. 144-152.

[Slayzak et al., 1998]. S. Slayzak, J. Ryan, A. Pesaran, A. Lowenstein, “Advanced Commercial Liquid-Desiccant Technology Development Study”, Technical Report, National Renewable Energy Laboratory (NREL), TP550-24688, 1998.

n.1 gennaio 2004

CDA1_68_71 13-01-2004 13:43 Pagina 68

Consulenza elettrotecnica

Antonio Porro

LE APPLICAZIONI DEL RIFASAMENTO ullo scorso numero di CDA è stato analizzato il rifasamento sotto l’aspetto concettuale: cosa significa rifasare, come variano i diagrammi fasoriali della corrente e delle potenze prima e dopo il rifasamento, come si calcola il valore della capacità per ottenere un rifasamento totale, anziché parziale. In questo articolo la problematica viene affrontata volgendo l’attenzione agli aspetti applicativi e, in particolare, alle diverse tipologie di rifasamento previste e alla scelta del condensatore.

S

cda 68

Tipi di rifasamento I criteri secondo cui rifasare dipendono generalmente: - dalla distribuzione nell’impianto dei carichi; - dal tipo di servizio; - dall’andamento giornaliero dei carichi.

Il rifasamento può essere di tipo: a) distribuito (fig. 1); b) centralizzato (fig. 2); c) parzializzato (fig. 3).

Nel rifasamento distribuito le varie unità di rifasamento sono allacciate direttamente ai morsetti delle singole utenze. In linea di principio è la soluzione tecnica da preferire perché: - il condensatore e l’apparecchio utilizzatore seguono esattamente le stesse vicende per cui la regolazione del cos ϕ risulta sistematica e automatica; - oltre all’Ente Distributore anche l’utente beneficia dello sgravio dell’energia reattiva il quale, oltre alla riduzione tariffaria, ottiene un vantaggio nel dimensionamento delle linee interne dell’impianto che collegano la cabina MT/BT con i carichi “rifasati” (cos ϕ più basso, reattanza più bassa, quindi cavi con una sezione inferiore a parità di corrente richiesta); - condensatore e carico possono essere inseriti e disinseriti contemporaneamente, usufruendo inoltre delle stesse protezioni contro i sovraccarichi e i corto circuiti.

Il rifasamento distribuito trova la sua maggior convenienza laddove la gran parte della potenza reattiva richiesta è concentrata in grossi carichi (potenze elevate di alcuni

x

x

x

= Figura 1

n.1 gennaio 2004

M

x

=

M

x

=

M

x

x

x

x

x

M

M

M

M

M

Figura 2

www.reedbusiness.it

CDA1_68_71 13-01-2004 13:43 Pagina 69

Tabella 1 -

Coefficiente moltiplicativo per il calcolo della potenza del condensatore kVAR/kW per elevare il fattore di poten-

za (cos ϕ) a:

Cos ϕ di Cos ϕ da 0,80 partenza ottenere

0,85

0,90

0,91

0,92

0,93

0,94

0,95

0,96

0,97

0,98

0,99

1

0,40

1,668 1,605 1,544 1,487 1,421 1,360 1,309 1,260 1,206 1,160 1,112 1,066 1,024 0,980 0,939 0,899 0,865 0,822 0,785 0,748 0,714 0,679 0,645 0,613 0,580 0,549 0,518 0,488 0,459 0,429 0,400 0,372 0,343 0,316 0,289 0,262 0,235 0,209 0,182 0,156 0,130 0,104 0,078 0,052 0,026 -

1,805 1,742 1,681 1,624 1,558 1,501 1,446 1,397 1,343 1,297 1,248 1,202 1,160 1,116 1,075 1,035 0,996 0,958 0,921 0,884 0,849 0,815 0,781 0,749 0,716 0,685 0,654 0,624 0,595 0,565 0,536 0,508 0,479 0,452 0,425 0,398 0,371 0,345 0,319 0,292 0,266 0,240 0,214 0,188 0,162 0,136 0,109 0,083 0,054 0,028 -

1,832 1,769 1,769 1,709 1,651 1,585 1,532 1,473 1,425 1,370 1,326 1,276 1,230 1,188 1,144 1,103 1,063 0,986 0,949 0,912 0,878 0,843 0,809 0,777 0,744 0,713 0,682 0,652 0,623 0,593 0,564 0,536 0,507 0,400 0,453 0,426 0,399 0,373 0,347 0,320 0,294 0,268 0,242 0,216 0,190 0,164 0,140 0,114 0,085 0,059 0,031

1,861 1,798 1,738 1,680 1,614 1,561 1,502 1,454 1,400 1,355 1,303 1,257 1,215 1,171 1,130 1,090 1,051 1,013 0,976 0,939 0,905 0,870 0,836 0,804 0,771 0,740 0,709 0,679 0,650 0,620 0,591 0,563 0,534 0,507 0,480 0,453 0,426 0,400 0,374 0,347 0,321 0,295 0,269 0,243 0,217 0,191 0,167 0,141 0,112 0,086 0,058

1,895 1,831 1,771 1,713 1,647 1,592 1,533 1,485 1,430 1,386 1,337 1,291 1,249 1,205 1,164 1,124 1,085 1,047 1,010 0,973 0,939 0,904 0,870 0,838 0,805 0,774 0,743 0,713 0,684 0,654 0,625 0,597 0,568 0,541 0,514 0,487 0,460 0,434 0,408 0,381 0,355 0,329 0,303 0,277 0,251 0,225 0,198 0,172 0,143 0,117 0,089

1,924 1,860 1,800 1,742 1,677 1,626 1,567 1,519 1,464 1,420 1,369 1,323 1,281 1,237 1,196 1,156 1,117 1,079 1,042 1,005 0,971 0,936 0,902 0,870 0,837 0,806 0,775 0,745 0,716 0,686 0,657 0,629 0,600 0,573 0,546 0,519 0,492 0,466 0,440 0,413 0,387 0,361 0,335 0,309 0,283 0,257 0,230 0,204 0,175 0,149 0,121

1,959 1,896 1,836 1,778 1,712 1,659 1,600 1,532 1,497 1,453 1,403 1,357 1,315 1,271 1,230 1,190 1,151 1,113 1,076 1,039 1,005 0,970 0,936 0,904 0,871 0,840 0,809 0,779 0,750 0,720 0,691 0,663 0,634 0,607 0,580 0,553 0,526 0,500 0,474 0,447 0,421 0,395 0,369 0,343 0,317 0,291 0,264 0,238 0,209 0,183 0,155

1,998 1,935 1,874 1,816 1,751 1,695 1,636 1,588 1,534 1,489 1,441 1,395 1,353 1,309 1,268 1,228 1,189 1,151 1,114 1,077 1,043 1,008 0,974 0,942 0,909 0,878 0,847 0,817 0,788 0,758 0,729 0,701 0,672 0,645 0,618 0,591 0,564 0,538 0,512 0,485 0,459 0,433 0,407 0,381 0,355 0,329 0,301 0,275 0,246 0,230 0,192

2,037 1,973 1,913 1,855 1,790 1,737 1,677 1,629 1,575 1,530 1,481 1,435 1,393 1,343 1,308 1,268 1,229 1,191 1,154 1,117 1,083 1,048 1,014 0,982 0,949 0,918 0,887 0,857 0,828 0,798 0,769 0,741 0,712 0,685 0,658 0,631 0,604 0,578 0,552 0,525 0,499 0,473 0,447 0,421 0,395 0,369 0,343 0,317 0,288 0,262 0,234

2,085 2,021 1,961 1,903 1,837 1,784 1,725 1,677 1,623 1,578 1,529 1,483 1,441 1,397 1,356 1,316 1,277 1,239 1,202 1,165 1,131 1,096 1,062 1,030 0,997 0,966 0,935 0,905 0,876 0,840 0,811 0,783 0,754 0,727 0,700 0,673 0,652 0,620 0,594 0,567 0,541 0,515 0,489 0,463 0,437 0,417 0,390 0,364 0,335 0,309 0,281

2,146 2,082 2,022 1,964 1,899 1,846 1,786 1,758 1,684 1,639 1,590 1,544 1,502 1,458 1,417 1,377 1,338 1,300 1,263 1,226 1,192 1,157 1,123 1,091 1,058 1,007 0,996 0,966 0,937 0,907 0,878 0,850 0,821 0,794 0,767 0,740 0,713 0,687 0,661 0,634 0,608 0,582 0,556 0,530 0,504 0,478 0,450 0,424 0,395 0,369 0,341

2,288 2,225 2,164 2,107 2,041 1,988 1,929 1,881 1,826 1,782 1,732 1,686 1,644 1,600 1,559 1,519 1,480 1,442 1,405 1,368 1,334 1,299 1,265 1,233 1,200 1,169 1,138 1,108 1,079 1,049 1,020 0,992 0,963 0,936 0,909 0,882 0,855 0,829 0,803 0,776 0,750 0,724 0,698 0,672 0,645 0,620 0,593 0,567 0,538 0,512 0,484

0,41 0,42 0,43 0,44 0,45 0,46 0,47 0,48 0,49 0,50 0,51 0,52 0,53 0,54 0,55 0,56 0,57 0,58 0,59 0,60 0,61 0,62 0,63 0,64 0,65 0,66 0,67 0,68 0,69 0,70 0,71 0,72 0,73 0,74 0,75 0,76 0,77 0,78 0,79 0,80 0,81 0,82 0,83 0,84 0,85 0,86 0,87 0,88 0,89 0,90

1,557 1,474 1,413 1,356 1,290 1,230 1,179 1,130 1,076 1,030 0,982 0,936 0,894 0,850 0,809 0,769 0,730 0,692 0,665 0,618 0,584 0,549 0,515 0,483 0,450 0,419 0,388 0,358 0,329 0,299 0,270 0,242 0,213 0,186 0,159 0,132 0,105 0,079 0,053 0,026 -

www.reedbusiness.it

cda 69

n.1 gennaio 2004

CDA1_68_71 13-01-2004 13:43 Pagina 70

Consulenza elettrotecnica

x

x

x

Quadro principale 1

Quadro principale 2

x

x

x

x

x

x

M

M

M

M

M

M

Figura 3

cda 70

utilizzatori rispetto alla potenza totale installata) che lavorano parecchie ore al giorno.

Di concezione completamente opposta è il rifasamento centralizzato che prevede unità di rifasamento allacciate a monte di tutti i carichi da rifasare e installate immediatamente a valle del punto di misura del cos ϕ, come ad esempio nella cabina MT/BT o in prossimità del quadro generale di distribuzione.

Di norma viene attuato negli impianti con molti carichi eterogenei che lavorano saltuariamente, nei quali l’assorbimento di energia reattiva da parte dei carichi contemporaneamente in servizio risulta abbastanza modesto e mediamente costante. Ciò permette di installare una batteria di potenza notevolmente inferiore alla potenza complessiva che sarebbe necessaria nel caso del rifasamento distribuito, quindi con costi minori. È altresì possibile in questo caso prevedere una regolazione automatica con una batteria a più gradini quando l’assorbimento di potenza reattiva è molto variabile.

Una via di mezzo tra il rifasamento distribuito e quello centralizzato è rappresentata dal rifasamento parzializzato che si realizza allacciando una unità di rifasamento per ciascun quadro principale che fornisce energia reattiva alle varie utenze suddivise per gruppi utilizzatori.

Il rifasamento parzializzato è normalmente il più complesso da gestire e trova ragion d’essere negli impianti molto estesi che alimentano utenze (come nel caso delle officine) con un diverso andamento dei carichi.

Per quanto riguarda le grandezze caratteristiche dei condensatori, è bene ricordare che devono essere assunti valori differenti in funzione del tipo di sistema (monofase o trifase) e del tipo di collegamento da utilizzare (trifase a stella o a triangolo). I dati caratteristici di un condensatore, forniti dalla sua targa, sono: - tensione nominale Un, che il condensatore deve poter sopportare indefinitamente; - frequenza nominale f (comunemente pari a quella di rete, 50 Hz); - potenza nominale Qn, espressa generalmente in kVAR (potenza reattiva della batteria di condensatori).

Noti i dati di targa, le grandezze caratteristiche del condensatore si ricavano con le seguenti formule: - per un’unità monofase la capacità C della batteria di condensatori è:

e la corrente nominale:

- per ciascuno dei tre condensatori di una unità trifase, detta Un la tensione concatenata del sistema, si ha: • con collegamento a stella:

Scelta del condensatore La potenza necessaria della batteria di condensatori per ottenere un determinato rifasamento dipende dalla potenza del carico che si vuole rifasare e, ovviamente, dal cos ϕ di partenza e dal cos ϕ che si vuole ottenere. In alternativa alle formule proposte sul numero di dicembre della rivista, la tabella 1 permette di calcolare, per ogni valore di cos ϕ prima e dopo il rifasamento, la potenza necessaria della batteria di condensatori in kVAR per kW installato.

n.1 gennaio 2004

• con collegamento a triangolo (∆):

www.reedbusiness.it

CDA1_68_71 13-01-2004 17:29 Pagina 71

to l’aspetto economico, mentre lo è meno per quanto riguarda la sollecitazione dell’isolamento.

Ing. Antonio Porro Errata corrige Sullo scorso numero di CDA nell’articolo dell’Ing. Antonio Porro sul rifasamento sono state inavvertitamente sbagliate alcune formule. Ce ne scusiamo con l’autore e con i lettori e riportiamo la versione corretta. ϕ’ = 0 Rifasamento totale ϕ’ < ϕ (con ϕ’ di valore prestabilito) Rifasamento parziale

essendo In la corrente che attraversa il condensatore e Il la corrente di linea.

Da quanto sopra esposto si deduce che a parità di potenza reattiva fornita, il collegamento a stella richiede capacità tre volte maggiori rispetto a quelle necessarie nel caso del collegamento a triangolo, mentre i singoli condensatori sono sottoposti ad una tensione √3 volte minore (Un/√3).

Risulta quindi vantaggioso per quanto concerne l’isolamento, perché questo viene meno sollecitato, ma non dal punto di vista dell’ingombro e del costo.

Viceversa il collegamento a triangolo richiede capacità tre volte minori rispetto a quelle necessarie con il collegamento a stella, mentre i condensatori sono sottoposti alla piena tensione concatenata, quindi risulta più vantaggioso sot-

QC = QL ω C V2 = P tg ϕ

ossia

P tg ϕ C = ___________ ω V2

da cui

Qc = QL — Q’ ossia da cui

ω C V2 = P tg ϕ — P tg ϕ’ P (tg ϕ — tg ϕ’) C = ___________________ ω V2

P V I cos ϕ _____ = ___________ A

VI

= cos ϕ

cda 71

CDA1_72_75 13-01-2004 13:50 Pagina 72

news

Elezione del Presidente Aicarr per il triennio 2005-2007 Verbale della Commissione elettorale

cda 72

l giorno 10 novembre alle ore 9.30 si è riunita presso la sede sociale dell’Aicarr, in Via Melchiorre Gioia 168 a Milano, la Commissione Elettorale composta da Stefano Cavallaro e Carmine Casale (in sostituzione di Gianni Martini, impossibilitato a intervenire) coadiutori, con la presidenza di Gino Gianesi, allo scopo di procedere allo scrutinio per l’elezione del Presidente dell’Associazione per il triennio 20052007.

I candidati sono: Prof. Ing. Cesare M. Joppolo, Prof. Ing. Renato Lazzarin

I

Renato Lazzarin

È presente Sanzio Boldrini, Segretario Generale.

Sono pervenute in tempo utile 879 buste su 1954 spedite ai Soci aventi diritto di voto.

L’apertura delle buste ha evi-

denziato che: una busta interna è priva del nominativo del socio votante, due buste interne risultano vuote, 25 buste interne sono dichiarate nulle in quanto presentate da Soci non in regola con la quota sociale 2003.

Restano pertanto 851 schede vaC e s ar e Mar ia lide.

Joppolo, eletto nuovo presidente Al termine dello spoglio, eseguiAicarr ti i conteggi e i controlli del caso, risultano avere ricevuto voti: prof. Ing. Cesare M. Joppolo 484 prof. Ing. Renato Lazzarin 357 schede bianche 9 schede nulle 1 Totale 851 Risulta pertanto eletto il prof. Ing. Cesare M. Joppolo.

La seduta è tolta alle ore 11,30.

In ogni competizione a due c’è uno che vince e uno che perde. In queste elezioni alla Presidenza mi è spettato il ruolo dello sconfitto. Nell’occasione è doveroso ringraziare anzitutto quel 42% di votanti che mi hanno dato la preferenza ed augurare al Presidente eletto, anche nel mio personale interesse di associato, di svolgere nella maniera migliore il mandato triennale per la crescita in qualità e quantità dell’Associazione.

Renato Lazzarin

n.1 gennaio 2004

www.reedbusiness.it

CDA1_72_75 13-01-2004 13:51 Pagina 73

Call For Papers Il condizionamento dell’aria e il rumore nell’ambiente esterno Padova, 17 giugno 2004 - Bari, settembre 2004 - Catania, ottobre 2004

temi dell’acustica tecnica sono periodicamente argomento del Convegno Aicarr di Padova, che negli ultimi anni è stato riproposto con ottimo successo anche nelle sedi di Bari e Catania.

A distanza di 5 anni dal precedente Convegno dal titolo “La climatizzazione ambientale e il rumore: aspetti legislativi e normativi”, che aveva fatto i conti con i decreti appena emanati di attuazione della Legge Quadro sull’Inquinamento Acustico ritorna l’argomento del rumore prodotto dagli impianti di climatizzazione. In questa occasione si prenderanno in considerazione le svariate normative emanate a livello locale, in particolare da Regioni e Comuni.

Il Convegno è incentrato sul rumore prodotto nell’ambiente esterno da impianti di climatizzazione piccoli e grandi e sulle tecniche di riduzione. È ben noto che si tratta di problematiche che non ben risolte danno luogo a lamentele diffuse e sono alla base di un numero crescente di contenziosi legali che vedono co-

I

involti sia gli utenti dell’impianto sia gli installatori e i progettisti.

Su questi argomenti alcuni qualificati relatori faranno il punto della situazione, analizzando i vari aspetti tecnici e normativi. Sarà come sempre gradito il contributo di quanti su questi temi intenderanno divulgare i propri studi, esperienze e soluzioni messe in atto.

Gli interessati alla presentazione di relazioni libere sono pertanto invitati a inviare titolo e riassunto (200 parole) dei loro contributi alla Segreteria dell’Aicarr, via Melchiorre Gioia, 168 – 20125 Milano (tel. 02-67479270 – fax 02-67479262, e-mail: graziapederzolli@aicarr.it) entro il 28 febbraio 2004. L’accettazione delle memorie verrà comunicata entro il giorno 15 marzo 2004 e il testo completo di quelle accettate (redatto secondo le norme che verranno comunicate) dovrà pervenire alla Segreteria stessa tassativamente entro il 30 aprile 2004; dopo tale data le relazioni non saranno più accettate né pubblicate sugli Atti del Convegno.

cda 73

In memoria di Franco Stanzani ranco Stanzani è venuto a mancare il 9 novembre scorso. Se n’è andata una persona gentile, perbene, dotata di diversi talenti, impiegati tutti nel lavoro e nella vita e trasmessi con concretezza e dedizione. Stimato e apprezzato professionista si è sempre impegnato nella sua attività cercando risultati importanti, ottenuti senza clamore, scegliendo sempre i modi più garbati e non tralasciando neppure quei dettagli che i più considerano insignificanti. Entusiasmo e curiosità, questi i fondamenti della sua esistenza che hanno animato il suo essere professionista con la voglia e il coraggio di andare sempre incontro a nuove esperienze senza mai cadere nella mediocrità. La sua forza di volontà e il con-

F

www.reedbusiness.it

tinuo sostegno e assistenza di sua moglie Leda hanno permesso a Franco Stanzani lo sviluppo di un’attività industriale in un’area a forte impronta agricola, promuovendo nella zona una serie di iniziative e progetti di crescita del tessuto sociale.

Oltre che dimostrare un’eccezionale capacità imprenditoriale, Franco ha sempre saputo avere un rapporto di rispetto e di comprensione con tutti i suoi dipendenti.

Addio Franco, mi mancherai e mancherai a tutti quelli che ti hanno conosciuto. Voglio ancora ringraziarti per le belle cose che abbiamo fatto insieme e per i momenti straordinari che abbiamo condiviso nella professione.

Tratto da uno scritto di Giovanni Capozio

n.1 gennaio 2004

CDA1_72_75 13-01-2004 13:51 Pagina 74

Ventilazione e fumo di tabacco: il ruolo degli impianti per la salute pubblica l prossimo 6 febbraio a Roma, presso l’aula magna della facoltà di architettura Valle Giulia (Via Gramsci 52, ore 10-13), si terrà il convegno “Ventilazione e fumo di tabacco: il ruolo degli impianti per la salute pubblica”. Le recenti disposizioni legislative comunitarie considerano il fumo di tabacco quale la più importante causa di morte prematura nei Paesi sviluppati, tale da costituire uno dei problemi più gravi di sanità pubblica. Viene ritenuto indispensabile, nell’ambito delle reciproche competenze a livello centrale e territoriale, determinare e sviluppare un approccio globale alle problematiche del tabacco che comprenda interventi educativi, offerte di sostegno, norme restrittive per il controllo del fumo di tabacco negli ambienti pubblici.

Il Convegno, organizzato da Aicarr con partnership del Ministero della Salute e della Facoltà di Architettura Valle Giulia dell’Università La Sapienza di Roma, vuole affrontare le tematiche generale del ruolo degli impianti sul miglioramento della salute delle persone con particolare riferimento all’art. 51 della Legge 16-1-03 in materia di tutela della salute dei non fumatori. Argomenti trattati sono il divieto di fumo nei locali pubblici e la progettazione di locali appositi per fumatori dotati di idonei sistemi per la ventilazione. È l’occasione per discutere del provvedimento in emanazione con l’accordo

I

cda 74

Stato-Regioni - provvedimento al quale la Commissione Tecnica di Aicarr ha lavorato assiduamente – dove vengono definite le caratteristiche degli impianti di ventilazione. Gli ambienti interni sono caratterizzati dalla concentrazione di determinati inquinanti, che dovrebbero essere elencati e descritti nei regolamenti locali d’igiene, così come vogliono le “Linee guida per la tutela e la promozione della salute negli ambienti confinati” (G.U. n°276 del 27/11/01). La ventilazione degli ambienti non consente la riduzione a zero delle concentrazioni di sostanze riferite al fumo di tabacco in un ambiente dove è permesso fumare, ma un’appropriata ventilazione può limitare tali concentrazioni nelle zone occupate da non fumatori a valori che sono stati dichiarati accettabili da vari Governi dei Paesi della Comunità. Esistono “livelli minimi per il diritto alla salute dei cittadini”? Come si concilia l’aspetto della sicurezza sui luoghi di lavoro? Che evidenza scientifica ha la concentrazione limite di 1 µg/m3 di nicotina?

Saranno presenti al dibattito: il Ministero della Salute, la Conferenza Stato-Regioni, la Fipe (Federazione Italiana Pubblici Esercizi), l’Ispesl, l’Aicarr, l’Istituto Italiano Tumori, la Commissione Ambiente del Senato della Repubblica, la Aidp (Associazione Italiana Direttori del Personale).

In ricordo di Nino Alfano i compete l’amaro compito di informare i soci e tutti coloro che seguono l’attività della nostra associazione che nei giorni scorsi ci ha lasciato il Prof. Ing. Gaetano Alfano, docente di fisica tecnica nell’Università di Napoli, a noi caro come Nino.

Una repentina quanto subdola malattia lo ha strappato, in poche settimane, all’amore della sua famiglia e al nostro affetto e stima. Da lunghi anni impegnato con l’associazione lascia un grande vuoto e rimpianto; la sua attività è sempre stata di vertice con presenze nel consiglio direttivo e nella giunta esecutiva per diverse presidenze, curando con successo la crescita della nostra rivista, il Cda. In quella in corso era presidente della commissione per i rapporti interassociativi e perseguiva lo scopo di individuare un nuovo tipo di collaborazione e rapporto tra associazioni diverse, ma interessate agli stessi problemi tecnici e culturali.

Alla sua originale attività l’Aicarr è debitrice di gratitudi-

M

n.1 gennaio 2004

ne sia per aver intuito tra i primi le potenzialità e il ruolo dei delegati regionali sia per l’impulso dato alla presenza regionale dell’associazione, che all’attività verso i soci.

Nel periodo più recente, Nino collaborò, con intelligente attività, alla preparazione della conferenza mondiale Clima 2000, tenutasi a Napoli nel 2001, risoltasi con un grande successo di contenuti e di organizzazione, e a tutte le attività Aicarr in terra napoletana, e precisamente la scuola di climatizzazione, i convegni e il seminario sulla sanità.

Sempre attento alla qualità dei rapporti interpersonali, riusciva con la sua malinconica ironia, tipicamente partenopea, a sdrammatizzare le situazioni e a contribuire alla soluzione positiva della discussione.

www.reedbusiness.it

CDA1_72_75 13-01-2004 13:52 Pagina 75

Che Dio ti accompagni Nino nel tuo ultimo viaggio, in quel viaggio che scaramanticamente cercavi di evitare a ogni cenno di tensione internazionale proprio per non intraprenderlo repentinamente, come invece, e a tradimento, la sorte ti ha riservato. Poco è il conforto, purtroppo, che il nostro commosso abbraccio potrà dare ai tuoi familiari e in particolare a Francesca; a noi rimane quello del ricordo della tua ricca personalità e del privilegio di averti potuto considerare un amico. L’Aicarr, anche su richiesta e con-

tributo di soci profondamente colpiti dall’improvviso evento, ha deciso di istituire a nome del Prof. Ing. Gaetano Alfano una borsa di studio per uno studente o dottorando del corso di fisica tecnica della facoltà di Ingegneria dell’università di Napoli per proseguire uno studio o una ricerca su uno dei temi cari al suo interesse professionale.

l momento di chiudere questo numero di CdA apprendo dell’improvvisa scomparsa del prof. Gaetano Alfano dopo una brevissima malattia.

Non è possibile in questo numero ricordare la figura scientifica e umana di Nino che è stato fra l’altro Direttore Scientifico apprezzato, competente e attento di questa Rivista.

Fu Nino a volere con forza (all’epoca ero nel Comitato di Redazione) la valutazione scientifica degli articoli di ricerca, organizzando con non poca fatica le commissioni di esperti nelle varie branche del nostro sapere e aumentando in questo modo il prestigio della Rivista nel mondo accademico.

Era esperto riconosciuto e stimato nella Comunità Scientifica Internazionale di tutti gli aspetti del benessere ambientale. Non è questo il momento di illustrare neanche di sfuggita l’attività che l’ha coinvolto nella ricerca scientifica e nella didattica. Voglio solo ricordare l’ironia e l’autoironia, espresse con inconfondibile, e credo voluto, accento partenopeo che miravano ad attenuare inutili momenti di tensione nelle tante discussioni e a ridimensionare le piccole e grandi superbie. Un aneddoto fra tutti, che può

apparire forse inadatto in questo momento, ma che mi piace raccontare perché emerge viva la capacità divertita e divertente di Nino di trattare i rapporti umani al di fuori dei formalismi delle convenzioni. Raccontava Nino che con Francesca aveva una sera a cena un nutrito gruppo di amici fra cui alcuni più o meno “sedicenti” dilettanti sommellier.

Ad essi vennero offerte varie bottiglie di vino da degustare di qualità da pessima ad ottima, sostituendo alle etichette dei numeri e chiedendo di formulare una graduatoria. Lascio indovinare gli esiti di questo test in cui il metodo scientifico era accoppiato allo scherzo conviviale.

Ci accorgeremo nei prossimi mesi quanto ci mancherà questa dote rara di Nino di smussare le spigolosità superflue delle questioni, centrando poi al momento giusto il cuore del problema. A tutta la Famiglia e in particolare a Francesca che così spesso ha collaborato con la Rivista e a cui ci lega da tanti anni un rapporto di amicizia voglio manifestare a nome di tutta la Redazione il nostro dolore e la nostra vicinanza.

Renato Lazzarin

A

Il presidente AICARR Ing. Cesare Taddia

cda 75

Premio Roberto Sanguineti Edizione 2004 Art. 1 L’Aicarr istituisce, in ricordo di Roberto Sanguineti, un premio biennale quale riconoscimento al migliore scritto relativo ad argomenti di condizionamento dell’aria, riscaldamento o refrigerazione pubblicato sulla rivista “Condizionamento dell’Aria, Riscaldamento, Refrigerazione”, organo ufficiale dell’Aicarr, o sugli Atti delle manifestazioni culturali organizzate dall’Aicarr negli ultimi 2 anni.

Art. 4 Gli scritti verranno esaminati da una Commissione giudicatrice presieduta dal Presidente dell’Aicarr affiancato dai Soci della Commissione Editoria.

La Commissione, con proprio giudizio inappellabile, sceglierà lo scritto vincitore del Premio e redigerà un elenco di scritti degni di segnalazione.

Art. 2 Per l’edizione 2004 del Premio saranno esaminati gli scritti pubblicati nel periodo 1 ottobre 2001 - 30 settembre 2003.

Art. 5 Al/i vincitore/i verrà assegnato un premio in denaro di 2.500 euro e una pergamena d’onore.

Analoga pergamena verrà assegnata agli Autori degli scritti segnalati.

I premi verranno consegnati in occasione del 44° Convegno Nazionale Aicarr 2004 a Milano.

Art. 3 Verranno esaminati gli scritti di Soci Aicarr in regola con la quota sociale alla data del 30 settembre 2003. La partecipazione al premio non comporta alcuna domanda di iscrizione.

www.reedbusiness.it

n.1 gennaio 2004