AICARR JOURNAL 12/2012 by AiCARR

#12 riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

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La rivista PER i professionisti DEGLI IMPIANTI HVAC&R

A CONFRONTO Gruppi polivalenti TERMOREGOLAZIONE Le curve per migliorare il rendimento CONDOMINI Pompa di calore vs caldaia a condensazione GEOTERMIA Analisi tempovariante Riqualificare con le pompe di calore Lo sviluppo dei terminali Ventilare per il retrofitting UNI/TS 11300 parte 4

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“

I NUMERI DEL RISPARMIO ENERGETICO Il recupero energetico del patrimonio edilizio è

fondamentale per ottenere un abbattimento dei consumi.

100 ÷ 140 kWh/m² dalla legge 10/91. Vi sono quindi larghi margini di miglioramento.

In Italia la sfida è complessa, perché un’elevata percentuale degli edifici esistenti presenta pregi di natura storica o architettonica, per cui non è pensabile procedere con un abbattimento ed una ricostruzione ex novo (cosa che come molti Paesi, soprattutto gli Stati Uniti, insegnano, è a volte economica ed efficace). Per non parlar poi dei vincoli imposti nei tanti luoghi d’arte che valorizzano il nostro Paese.

Più in generale, è molto difficile riuscire ad

Se nel solo settore residenziale, limitatamente al riscaldamento, ci si ponesse l’obiettivo di ridurre i consumi di 50 kWh/m² all’anno si otterrebbero rapidamente risparmi in termini di energia pari a una cospicua percentuale della produzione che si sarebbe avuta se fosse stato attuato il piano di sviluppo del nucleare. Infatti, stimando una superficie di 30 m² mediamente a disposizione di ogni abitante, anche coinvolgendo solo 40 milioni di cittadini, si avrebbe un risparmio di energia

effettuare un intervento di recupero energetico in edifici

termica pari a 60.000 GWh all’anno. Già così il numero

residenziali, anche non vincolati e comunque non di

è impressionante, ma lo diventa ancora di più se viene

pregio, quando questi sono abitati, se non altro perché

tradotto in altri termini. Infatti, un risparmio di 60.000 GWh

ciò comporta generalmente che la ristrutturazione debba

all’anno comporta una riduzione delle emissioni di anidride

avvenire con le persone che continuano ad abitarli, o che

carbonica di 14 milioni di tonnellate, equivalenti a ciò che

al massimo siano in grado di liberarli solo per pochi giorni,

si otterrebbe togliendo dalla strada 9 milioni di automobili

possibilmente senza dover togliere il mobilio.

che percorrono 10.000 km l’anno. Con il combustibile

Le problematiche sono notevoli, ma indubbiamente stimolanti per i progettisti e per i costruttori di componenti di impianti, perché ormai è chiaro che su questo fronte si giocherà una grande battaglia nel prossimo futuro. I numeri sono davvero importanti, tanto è vero che alcuni costruttori di impianti già se ne sono accorti e cominciano a proporre

risparmiato si potrebbero produrre annualmente oltre 30.000 GWh di energia elettrica, che rappresentano la produzione media di 4 centrali nucleari o di circa 20.000 ettari di pannelli fotovoltaici. In termini economici i cittadini avrebbero a disposizione 6 miliardi di euro da utilizzare altrimenti. A ciò si dovrebbe aggiungere il risparmio

sistemi di climatizzazione studiati apposta per essere inseriti

conseguibile negli edifici utilizzati per gli usi non

facilmente in vecchi edifici, limitando al massimo i fastidi per

residenziali, dal settore alberghiero al terziario,

gli occupanti.

dall’ospedaliero al commerciale, per l’intera climatizzazione

Non è facile quantificare quale sia il risparmio ottenibile da un massiccio recupero del patrimonio edilizio. Tuttavia è possibile dare alcune indicazioni di massima. La maggior parte delle costruzioni è precedente alla metà degli anni 70 e richiede, per il solo riscaldamento, un consumo

annuale. Anche se una quantificazione precisa è difficile, in totale si può pensare di raddoppiare o quasi il risparmio ottenibile nel settore residenziale e superare complessivamente la quota di 100.000 GWh termici annui. È una sfida da vincere: le tecnologie ci sono,

annuo compreso tra 200 kWh/m² e 250 kWh/m². L’entrata

come dimostrano l’interessante serie di articoli sul tema

in vigore della legge 373/76 ha ridotto i consumi annui,

contenuti in questo numero della rivista.

portandoli a circa 170 kWh/m², ulteriormente limati fino a Michele Vio, Presidente AiCARR

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Editoriale 5

Novità prodotti 9

AiCARR Informa 78

A CONFRONTO Gruppi polivalenti nel terziario

Dotati di scambiatori aggiuntivi appositamente predisposti per il recupero del calore di condensazione in modo parziale o integrale, i gruppi polivalenti sono in grado di soddisfare le complesse necessità energetiche degli edifici del settore terziario. Ce ne parlano due produttori italiani di Mara Portoso

RETROFIT NEL RESIDENZIALE Riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori

Migliorare il rendimento degli impianti attraverso l’installazione di sistemi di contabilizzazione e termoregolazione di Matteo Bo

RISCALDAMENTO CENTRALIZZATO Pompa di calore e caldaia a condensazione

Aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed economiche. Quali sono le reali possibilità applicative della pompa di calore elettrica per il riscaldamento centralizzato? di Filippo Busato e Renato Lazzarin

Direttore responsabile ed editoriale Marco Zani Direttore scientifico Michele Vio Consulente scientifico Renato Lazzarin Comitato scientifico Paolo Cervio, Sergio Croce, Francesca Romana d’Ambrosio Alfano, Renato Lazzarin, Luca Alberto Piterà, Mara Portoso, Michele Vio, Marco Zani Redazione Alessandro Giraudi, Silvia Martellosio, Marzia Nicolini, Erika Seghetti redazione@aicarrjournal.org Art Director Marco Nigris Grafica e Impaginazione Fuori Orario - MN Hanno collaborato a questo numero Hazim B. Awbi, Matteo Bo, Filippo Busato, Claudia Calabrese, Marco Fossa, Massimo Ghisleni, Lucia Kern, Renato Lazzarin, Claudio Mismetti, Luca A. Piterà, Mara Portoso, Michele Vio

SISTEMI DI GENERAZIONE Pompe di calore e impianti a radiatori

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In vista della necessità di intervenire, in caso di riqualificazione energetica, in impianti che mantengano inalterata la loro conformazione, alcune soluzioni sono rintracciabili nelle pompe di calore idroniche ad alta temperatura, in quelle a CO2 o nei sistemi VRF misti di Claudia Calabrese

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VENTILAZIONE Ventilazione per il retrofitting

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Ventilazione naturale, meccanica o sistemi ibridi. La scelta va fatta analizzando le caratteristiche degli edifici e gli usi a cui sono preposti, anche utilizzando sistemi misti di Hazim B. Awbi

Direzione, Redazione e Amministrazione 20123 Milano – Via Spadari, 3 – Italy Tel. +39 02 864105 – Fax +39 02 72016740 e-mail: redazione@aicarrjournal.org

DAL MERCATO Evoluzione dei terminali d’impianto tradizionali

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Le nuove normative sul risparmio energetico impongono una trasformazione dei radiatori, convettori e fan coils. Come risponde il mercato? a cura della redazione

Periodico Organo ufficiale AiCARR

GEOTERMIA Analisi tempovariante Dinamica termica del terreno e dimensionamento degli impianti di calore a pompa di calore geotermica di Marco Fossa

ESPERIENZA DELLE AZIENDE Riqualificazione energetica di uno stabile di inizio ‘900

Un’applicazione con pompe di calore ad assorbimento nel cuore di Milano ha permesso di ottenere una riduzione complessiva di 342.910 kWh/anno nei consumi di energia primaria del sottosistema di generazione dell’impianto di Massimo Ghisleni

NORMATIVA UNI/TS 11300 parte 4, sistemi in pompa di calore

A seguito dell’articolo introduttivo sullo stato dell’arte della UNI/TS 11300 parte 4 sviluppato all’interno di AiCARR Journal n.10, concentriamo ora l’attenzione su come i sistemi utilizzanti pompe di calore vengano modellizzati all’interno della TS di Luca A. Piterà

Gli abbonamenti decorrono dal primo fascicolo raggiungibile.

Stampa Arti Grafiche Boccia - Salerno AiCARR journal è una testata di proprietà di AICARR – Associazione Italiana Condizionamento dell’Aria, Riscaldamento e Refrigerazione Via Melchiorre Gioia 168 – 20125 Milano Tel. +39 02 67479270 – Fax. +39 02 67479262 www.aicarr.org Posta target magazine - LO/CONV/020/2010. Iscrizione al Registro degli Operatori di Comunicazione n. 12191 Responsabilità Tutto il materiale pubblicato dalla rivista (articoli e loro traduzioni, nonché immagini e illustrazioni) non può essere riprodotto da terzi senza espressa autorizzazione dell’Editore. Manoscritti, testi, foto e altri materiali inviati alla redazione, anche se non pubblicati, non verranno restituiti. Tutti i marchi sono registrati. INFORMATIVA AI SENSI DEL D.LEGS.196/2003 Si rende noto che i dati in nostro possesso liberamente ottenuti per poter effettuare i servizi relativi a spedizioni, abbonamenti e similari, sono utilizzati secondo quanto previsto dal D.Legs.196/2003. Titolare del trattamento è Quine srl, via Spadari 3, 20122 Milano (info@quine.it). Si comunica inoltre che i dati personali sono contenuti presso la nostra sede in apposita banca dati di cui è responsabile Quine srl e cui è possibile rivolgersi per l’eventuale esercizio dei diritti previsti dal D.Legs 196/2003.

Aderente

Testata volontariamente sottoposta a certificazione di tiratura e diffusione in conformità al Regolamento C.S.S.T. Certificazione Stampa Specializzata Tecnica Per il periodo 01/01/2010-31/12/2010 Tiratura media n. 11.250 copie Diffusione media 11.079 copie Certificato CSST n. 2010-2115 del 28/02/2011 – Società di Revisione Metodo s.r.l.

Tiratura del presente numero: 10.000 copie

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Novità Sonda geotermica elicoidale Raugeo Helix, la nuova sonda dalla forma elicoidale studiata per l’estrazione del calore terrestre in aree con limitazioni geologiche e dalla superficie ristretta, risulta la soluzione adatta laddove le tradizionali sonde e collettori geotermici, o pilastri energetici, non possono essere installati. Raugeo Helix è realizzata in polietilene reticolato a perossidi (PE-Xa), che permette di costruire l’intera sonda con un singolo tubo. Inoltre, in virtù della particolare progettazione telescopica che la rende estendibile da 1,1 metri a 3 metri, Raugeo Helix permette di ridurre i costi che interessano lo stoccaggio ed il trasporto. Le sonde Raugeo Helix vengono inserite e riempite in perforazioni profonde 5 metri, a 3-4 metri di distanza l’una e l’altra e a 2 metri rispetto all’edificio, in parallelo all’installazione dei circuiti collegati al collettore. La performance di estrazione media raggiungibile dalla nuova sonda Rehau oscilla tra i 400 W e i 700 W, a seconda della tipologia di terreno e della presenza di acqua freatica; quanta più falda acquifera è disponibile, maggiore sarà l’estrazione del calore. Attraverso una pompa di calore, il calore terrestre estratto viene portato alla temperatura necessaria per il riscaldamento/raffrescamento dell’edificio, consentendo di alimentare i sistemi radianti in modo efficiente ed ecocompatibile. www.rehau.it

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#12

Novità Prodotti

Novità

Gruppo d’integrazione tra pompa di calore e caldaia

Caleffi propone Hybrical, un gruppo ibrido preassemblato che consente di collegare fra loro i circuiti idraulici delle PDC, delle caldaie e dei terminali che servono all’impianto. Un kit di deviazione con valvola deviatrice più collettore e un regolatore elettronico di comando dotato di sonda esterna sono gli elementi che compongono questi gruppi. La centralina di regolazione serve ad assicurare il funzionamento automatico alternativo della PDC e della caldaia. Rispetto ai “sistemi tutto in uno”, il gruppo ibrido preassemblato permette di realizzare impianti che non obbligano alla scelta dello stesso produttore sia per la caldaia sia per la PDC e consente, inoltre, di realizzare il collegamento fra i generatori di calore con soluzioni alloggiabili anche in cassette a parete. Infine, la centralina di regolazione consente di impostare la temperatura di commutazione delle due fonti di energia in base al rapporto tra le prestazioni della PDC e dei costi termici dell’energia elettrica e del gas metano. www.caleffi.it

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La soluzione su misura per la ventilazione residenziale

SicSel è il nuovo software di selezione distribuito da SIC a partire dal 2012. Un’interfaccia altamente intuitiva assiste nella scelta dei recuperatori di calore, delle unità di trattamento aria e delle unità ventilanti. Inserendo i dati fondamentali (portata, pressione utile richiesta, temperature dei fluidi di scambio) vengono calcolate le prestazioni della macchina, consentendo di individuare il modello più adatto alle esigenze del progetto. SicSel permette inoltre di stampare schede riepilogative con i dati tecnici, i disegni dimensionali, le trasformazioni dell’aria su diagramma di Mollier. Il software consente la selezione della lingua di utilizzo e prevede la possibilità di inserirne altre agevolmente oltre a quelle di base. L’assistenza e l’aggiornamento saranno seguiti direttamente da SIC. www.sicsistemi.com

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tà Prodotti Cocon QTZ, nuova valvola di regolazione Per garantire il bilanciamento idraulico e il controllo della temperatura nella maggior parte degli impianti HVAC idronici, Oventrop propone un’ampia gamma di valvole di regolazione, tra cui spicca la nuova Cocon QTZ, che combina un regolatore automatico di portata e una valvola di regolazione. Applicabile su qualsiasi tipo di impianto – che si tratti di sistemi di riscaldamento monotubo/bitubo, a fan-coil o a termoconvettori, oppure sistemi a induzione – la valvola può essere equipaggiata con diverse tipologie di servomotori elettrici ed elettrotermici, regolatori di temperatura e termostati ambiente abbinati ad attuatori a 2 punti, proporzionali o integrabili con sistemi di regolazione con bus europeo o Lonworks. Oltre a combinare il funzionamento di tre diverse valvole, che mantengono costante la pressione differenziale al diaframma, anche quando si verificano elevate variazioni tra pressione d’ingresso e pressione d’uscita, Cocon QTZ si distingue per i materiali utilizzati (corpo in ottone resistente alla dezincificazione con guarnizioni in EPDM o PTFE, stelo della valvola in acciaio inossidabile) e per le sue dimensioni compatte. Una manopola di facile accesso, protetta da azionamenti non autorizzati, consente di impostare e controllare il valore nominale di portata desiderato anche con il servomotore installato. La scala dei valori, impressa su due superfici oblique (45°) della manopola, è ben visibile ed espressa in l/h, mentre il campo di regolazione nominale della valvola è indicato sulla maniglia in posizione prominente. Cocon QTZ è già disponibile nelle misure dal DN 15 al DN 32 e nelle versioni con o senza prese di pressione; la gamma sarà ulteriormente ampliata con i modelli DN 40 e DN 50 in bronzo filettati (Cocon QTR) e dal DN 40 al DN 150 in ghisa flangiati (Cocon QFC). www.oventrop.it

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I deumidificatori della serie SP sono stati studiati per deumidificare e riscaldare piccole piscine o grandi ambienti. Sono disponibili in due potenze, sia per l installazione in ambiente (SP) che per l installazione nel locale tecnico adiacente a quello da deumidificare (SPW). Un ampia gamma di accessori opzionali rende questi apparecchi idonei a moltissime applicazioni. Deumidificatori SP: silenziosi, robusti, efficienti. CUOGHI s.r.l. - via Garibaldi, 15 - 35020 Albignasego (PD) - Italia - tel. +39 049 8629099 - fax +39 049 8629135 - www.cuoghi-luigi.it - info@cuoghi-luigi.it

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Novità Prodotti Gaia Maxi per la riqualificazione energetica degli edifici Dopo il buon riscontro ricevuto dal mercato per il sistema ELFOSystem Gaia Edition, Clivet rilancia con ELFOSystem Gaia Maxi, soluzione destinata al mercato della riqualificazione energetica di edifici esistenti. Il sistema, presentato in anteprima a Klimahouse 2012, integra una pompa di calore Gaia (COP > 4,4) con tecnologia inverter DC per riscaldamento, raffreddamento e produzione di acqua calda sanitaria, un sistema solare termico a svuotamento “Drain Back” per la produzione di ACS, con integrazione sull’impianto di riscaldamento, e una caldaia a condensazione con rendimento del 108% per la produzione di acqua calda per riscaldamento ed uso sanitario. Gaia Maxi privilegia l’impiego delle fonti rinnovabili (solare termico e pompa di calore), ricorrendo alla caldaia a condensazione solo in caso di necessità, per brevi periodi nel ciclo annuale, quando la combinazione delle tre tecnologie può offire il migliore rendimento complessivo. Il sistema è completato da ELFOFresh2, impianto di gestione e purificazione dell’aria con recupero termodinamico attivo e filtri elettronici, che rinnova l’aria in casa, generando al contempo potenza termica e frigorifera. In catalogo anche ELFORoom2, unità radianti o ventilconvettori dotati di un motore elettrico, ed ELFOControl2, sistema di gestione e controllo dell’impianto, per combinre comfort e risparmio energetico. www.clivet.com

Riscaldamento a idrogeno Giacomini presenta al pubblico H2ydroGEM, un innovativo combustore catalitico che utilizza l’idrogeno presente in atmosfera per il riscaldamento degli edifici residenziali, producendo energia termica senza utilizzare combustibili fossili. L’assenza di carbonio nei reagenti rende il processo privo di emissioni di CO2, mentre la bassa temperatura di combustione (senza fiamma e intorno ai 300°C) evita la formazione di NOx, ossidi di azoto fortemente inquinanti e nocivi per la salute. www.giacomini.com

Novità Prod Liebert PCW, condizionamento dinamico per data center

Presentato da Emerson Network Power, il nuovo Liebert PCW è indicato per il condizionamento di precisione dei data center, mettendo a disposizione dei responsabili IT un’infrastruttura di condizionamento in grado di reagire alle repentine variazioni di carico in modo efficiente. Il sistema si differenzia dalle attuali soluzioni per il design interno, dove l’aerodinamica è stata ottimizzata per ridurre i costi energetici legati al movimento dell’aria, permettendo così alle aziende di diminuire i costi operativi del data center fino al 70%. Un risultato possibile grazie alla progettazione dell’unità, coniugata con l’integrazione dei nuovi ventilatori EC Fan 2.0 del sistema di controllo Liebert iCOM, di filtri ad alta efficienza e di un umidificatore a ultrasuoni. Ideato per data center medi e grandi, ma adatto anche ai centri di elaborazione di piccole dimensioni e computer room, il sistema può essere implementato in una configurazione di raffreddamento perimetrale in moduli da 30 kW a 230 kW e oltre. Tra i principali componenti del prodotto vi sono varie opzioni per la gestione dei collegamenti idraulici e per semplificare la movimentazione dell’unità, nonché facilitarne l’installazione e la manutenzione. Disponibile in tre configurazioni per rispondere ad ambienti con diverse caratteristiche. www.emersonnetworkpower.com

Valvole sotto controllo Un’unica valvola per regolare la portata, bilanciare il circuito, monitorare le variazioni di potenza termica ed ottimizzare i consumi energetici. Si tratta di Energy Valve, creazione Belimo che debutterà in occasione di Mostra Convegno Expocomfort 2012. Nata dallo sviluppo della valvola di regolazione con controllo elettronico della portata EPIV di Belimo, la nuova Energy Valve rende la progettazione più semplice: la portata è costantemente misurata e regolata elettronicamente, ottimizzando i consumi e riducendo il tempo necessario per il bilanciamento, mentre il disco di caratterizzazione assicura una caratteristica di regolazione equipercentuale. Infine, la chiusura a tenuta previene le perdite di carico nei circuiti. www.belimo.it

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A confronto

Gruppi polivalenti

nel terziario

Ce ne parlano due produttori italiani Dotati di scambiatori aggiuntivi appositamente predisposti per il recupero del calore di condensazione in modo parziale o integrale, i gruppi polivalenti sono in grado di soddisfare le complesse necessità energetiche degli edifici del settore terziario

La parola all’industria

Elena Favero Line Manager Climaveneta

di Mara Portoso

egli edifici destinati a utenze del settore terziario, quali centri commerciali, alberghi, centri benessere e grandi complessi direzionali, sono frequenti le situazioni in cui è richiesta la produzione contemporanea, in tutte le stagioni dell’anno, di energia termica e frigorifera per il riscaldamento e il raffreddamento di acqua destinata alla climatizzazione degli ambienti e al trattamento dell’aria di rinnovo e per la produzione di acqua calda sanitaria. Una valida soluzione per soddisfare in modo ottimale le complesse richieste energetiche di questi edifici sono i gruppi polivalenti, particolari unità termofrigorifere dotate di scambiatori aggiuntivi appositamente predisposti per il recupero del calore di condensazione in modo parziale o integrale.

#12

Giovanni Renna Amministratore delegato Thermocold

Una Unasoluzione soluzione per risolvere

la variabilitàcarichi dei carichitermici termici

Nati allo scopo di far fronte alla richiesta di carichi termici variabili dell’edificio durante l’intero arco di esercizio – giornaliero, settimanale e annuale – e soprattutto indipendentemente dalla stagione climatica, i gruppi polivalenti sono essenzialmente delle pompe di calore dotate di due scambiatori, associati alle utenze primarie, che mantengono sempre il loro ruolo (evaporatore/condensatore) durante il funzionamento in ogni periodo dell’anno e di un ulteriore scambiatore “ausiliario” – connesso alla sorgente di appoggio: aria o acqua – che interviene quando i carichi sono sbilanciati, fungendo indifferentemente da condensatore o da evaporatore. Un aspetto importante di queste macchine è che la regolazione è di tipo auto-adattivo, ovvero in grado di determinare autonomamente il ciclo di funzionamento più idoneo in base alla richiesta dell’impianto e quindi alla variabilità dei carichi termici dell’edificio

in funzione dell’esposizione e delle condizioni termoigrometriche dei vari ambienti.

Le proposte dal mercato italiano Vista la complessità della tecnologia che queste unità utilizzano, sono ancora pochi, ad oggi, i produttori in grado di applicarla. Abbiamo quindi scelto di intervistarne due, molto diversi tra di loro ma che spiccano entrambi nel mercato italiano, pur con caratteristiche e dimensioni assolutamente diverse: Climaveneta, leader europeo nella produzione di chiller e quinto gruppo mondiale nella climatizzazione, e Thermocold, azienda con sede produttiva e commerciale a Bari, con un’esperienza ventennale nel settore e una produzione quasi “custom made” delle proprie unità.

Funzionamento intelligente intelligente

La coesistenza nello stesso edificio di spazi dedicati a funzioni diverse e carichi termici molto variabili, esaltati dalla presenza di ampie superfici vetrate, rendono la richiesta simultanea di caldo e freddo durante tutto l’anno una caratteristica sempre più frequente. Uno dei punti di forza dei gruppi polivalenti è la capacità di gestire nel modo più flessibile la potenza complessiva erogata dall’unità e la sua distribuzione tra le varie funzionalità sulla base del carico effettivamente richiesto dall’impianto. Unità polivalenti di Climaveneta

Climaveneta presenta quindi Integra, unità polivalenti per sistemi a 4 tubi per la produzione in simultanea di caldo e freddo. Queste unità, sfruttando le sinergie tra caldo e freddo, garantiscono numerosi vantaggi rispetto ai sistemi tradizionali con chiller e caldaia separati: «La gamma di unità polivalenti Integra per sistemi a quattro tubi è disponibile sia con sorgente aria che con sorgente acqua e con potenze da 36 a 924 kW», precisa Elena Favero, Line manager di Climaveneta.

Lo scambiatore di smaltimento (batteria aria o scambiatore ad acqua, in base alla tipologia di unità) non viene utilizzato, a conferma che in queste condizioni non vi è energia prodotta che viene sprecata in quanto tutta utilizzata dal sistema». 50% caldo e 50% freddo

«Anche in modalità di funzionamento 50% lato caldo e 50% lato freddo l’unità – precisa Favero – si comporta come fosse un gruppo acqua-acqua, destinando tutta l’energia di evaporazione e di condensazione a beneficio del sistema. Dato che l’energia richiesta dal sistema è il 50% del totale, ogni circuito parzializza la potenza erogata dei compressori; in questa particolare condizione gli scambiatori risultano sovradimensionati, consentendo di raggiungere efficienze ancora maggiori». 100% freddo e 50% caldo

«Nella condizione 100% lato freddo e 50% lato caldo – prosegue la Line manager di Climaveneta – i due circuiti concorrono entrambi

100% freddo e 100% caldo

«In modalità di funzionamento 100% lato freddo e 100% lato caldo – continua Favero – i due circuiti idronici indipendenti lavorano entrambi alla massima potenza e nello stesso modo, evaporando nello scambiatore lato freddo e condensando nello scambiatore lato caldo. In questo modo, anche un’unità con condensazione ad aria si comporta come fosse un gruppo acqua-acqua, utilizzando tutta l’energia prodotta per il condizionamento dell’edificio.

“Anche un’unità con condensazione ad aria si comporta come fosse un gruppo acquaacqua, utilizzando tutta l’energia prodotta per il condizionamento dell’edificio” Elena Favero

Storia ed evoluzione tecnologica

La prima realizzazione di unità adatte per applicazioni in impianti a 4 tubi è di matrice americana e risale agli anni ’70. Come spesso accade per le rivoluzioni tecnologiche, i gruppi polivalenti non furono subito capiti e quindi, almeno nei loro primi anni di vita, furono anche poco utilizzati. Negli anni ’80, fu Climaveneta a riprendere il concept progettuale delle unità per sistemi a 4 tubi e, basandosi sulle peculiarità dell’allora mercato italiano, ad ottimizzarne il design costruttivo e i principi di regolazione. La prima polivalente Climaveneta venne installata nel 1982 a Milano, in una palazzina uffici integrata allo stabilimento produttivo. Da allora l’evoluzione tecnologica di queste unità ha avuto un elevato tasso di crescita. Dalle prime unità con compressore a pistoni e refrigerante R22, Climaveneta si è mossa verso organi di compressione sempre più efficienti (compressori scroll, vite, fino agli ultimissimi vite-inverter) abbinati a refrigeranti via via più ecologici (R407c, R134a e R410A) dettando così le linee di sviluppo per questo tipo di unità.

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alla produzione dell’energia necessaria per il raffrescamento dell’ambiente, evaporando tutto il fluido frigorigeno nei due circuiti nello scambiatore impianto “lato freddo”. La condensazione avviene invece in modo differente: mentre un circuito esegue la condensazione sullo scambiatore impianto “lato caldo”, fornendo in questo modo il 50% del totale dell’energia necessaria per il riscaldamento dell’edificio, il secondo circuito scambia il 50% della rimanente energia termica di condensazione in eccesso nell’ambiente esterno utilizzando lo scambiatore di smaltimento disponibile, vale a dire batteria aria o scambiatore ad acqua, in base alla tipologia di unità». 50% freddo e 100% caldo

«Infine – conclude Favero – anche in condizione 50% lato freddo e 100% lato caldo i due circuiti idronici lavorano in modo differenziato al fine di fornire al sistema il corretto apporto di energia richiesta. Mentre, infatti, la condensazione avviene per entrambi i circuiti nello scambiatore “caldo”, sfruttando in questo modo il totale dell’energia ai fini del riscaldamento del sistema, per la sezione di raffrescamento succede che un circuito esegue l’evaporazione sullo scambiatore impianto “freddo” e il secondo circuito scambia la rimanente componente dell’energia di evaporazione in eccesso nell’ambiente esterno utilizzando lo scambiatore di smaltimento disponibile». Grazie all’evoluta logica di controllo di cui sono dotate, le unità polivalenti Integra sono in grado di far sempre fronte alle richieste di climatizzazione dell’edificio, anche e soprattutto nel caso di contemporaneità dei carichi. La produzione contemporanea di freddo e caldo viene gestita autonomamente dall’unità in base alle reali necessità. Integrazione macchina-impianto

«Il lancio del nostro primo gruppo polivalente risale al 1994», spiega Giovanni Renna, Amministratore delegato di Thermocold. «In un arco temporale ormai quasi ventennale, abbiamo accumulato un vasto background di conoscenze ed esperienze soprattutto sotto il profilo dell’integrazione tra la macchina e l’impianto, che costituisce uno dei temi più delicati nell’impiego dei gruppi polivalenti. Per noi, infatti, non è sufficiente proporre il prodotto, ma è necessario integrarlo perfettamente nel contesto impiantistico in modo da esaltarne le potenzialità e sfruttarne appieno i vantaggi energetici ed economici». Una visione di sistema

«Grazie all’attento studio dei contesti impiantistici, svolto in collaborazione con progettisti e consulenti, abbiamo potuto – continua

GENERATORE TERMICO MULTIFUNZIONE con compressori scroll per il riscaldamento, la climatizzazione e la produzione di acqua calda fino a 60°C. Il modello Energy Prozone della linea Heating System di Thermocold è caratterizzato da una potenza frigorifera di 45÷920 kW, una potenza termica di 52÷1033 kW e una potenza termica di recupero di 58÷1200 kW

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“Per noi i gruppi polivalenti non rappresentano un prodotto ma un sistema” Giovanni Renna Renna – non solo rendere sempre più affidabile l’uso di queste macchine, ma sviluppare un vero e proprio sistema in grado di inserirsi in modo semplice nell’edificio. Premesso quindi che per noi i gruppi polivalenti non rappresentano un prodotto ma un sistema, abbiamo percorso un cammino volto essenzialmente alla completa affidabilità optando, alla luce della complessità dei suoi circuiti e dell’automatismo di funzionamento, per una forte riduzione del numero degli organi in movimento e per un più potente sistema di controllo elettronico». Attenzione alla vita utile delle macchine

«Un aspetto particolarmente importante ma molto spesso sottovalutato – sottolinea Renna – è la vita utile degli organi meccanici in movimento e in particolare dei compressori. Le condizioni di esercizio di queste macchine sono, infatti, di gran lunga più gravose rispetto a quelle di un semplice gruppo frigorifero o della stessa pompa di calore, pertanto questi organi sono sottoposti a cicli di lavoro che, se si impiegassero componenti tradizionali, vedrebbero una rapida obsolescenza funzionale con l’obbligo per l’utente finale di continue sostituzioni e aggravi dei costi di manutenzione. Da sempre in Thermocold siamo attenti a questo tema, spiegando che spesso un maggior costo iniziale, dovuto all’impiego di componenti più idonei a questi stress di lavoro, si trasforma in un maggior risparmio in termini di costi di manutenzione durante la vita del sistema polivalente». Sviluppo di sistemi plug&play

«Altri aspetti importanti di queste macchine – conclude l’Amministratore delegato di Thermocold – riguardano lo sviluppo di sistemi plug&play in grado di riconoscere e valutare, senza l’ausilio dell’operatore, qualsiasi variabile di lavoro e di adattarsi immediatamente alle mutate esigenze, e la prevenzione di situazioni particolarmente complesse durante l’esercizio alle condizioni più estreme di lavoro. I range di funzionamento si sono, infatti, notevolmente ampliati, arrivando a valori di temperatura fino a ieri impensabili, in grado di coprire qualsiasi fascia climatica: parliamo di temperature di -40°C! Infine, i sistemi attuali sono molto più avanzati, rispetto a quelli di qualche decennio fa, grazie anche all’evoluzione di software e hardware di controllo e gestione delle macchine».

GRUPPO TERMO FRIGORIFERO MULTIFUNZIONE con ventilatori elicoidali e compressori ermetici scroll per impianti a 4 tubi. Il modello Quattro Prozone della linea Multitube System di Thermocold è caratterizzato da una potenza frigorifera di 43÷969,3 kW e una potenza termica di 52÷1033 kW

Applicazioni progettuali dei gruppi Cresce Cresce la polivalenti di Thermocold gamma, gamma aumentano le applicazioni applicazioni Climaveneta offre una gamma di unità polivalenti, ad aria e ad acqua, che copre potenze da 36 a 891 kW e garantisce alla propria clientela la possibilità di avere unità assolutamente customizzabili in base alle esigenze specifiche dell’impianto, dell’edificio o della committenza senza rinunciare a sostenibilità ed efficienza. Il range di potenza termica e frigorifera dei gruppi polivalenti offerti da Thermocold si estende oggi dai 5 agli 850 kW, andando a coprire una vasta gamma di applicazioni: «Pur partendo dallo stesso concetto di sistema polivalente – precisa Renna – nel corso degli anni abbiamo differenziato l’offerta in termini di gamma e assortimento: si va dai prodotti della linea Heating System per l’impiego nel settore residenziale e commerciale, dove è preminente la fornitura di acqua calda sanitaria e la climatizzazione è ben distinta tra invernale ed estiva, ai multifunzione a quattro e sei tubi della linea Multitube System per il settore terziario e, in particolare, per tutte le esigenze impiantistiche tipiche di edifici con forti carichi variabili. Una novità recentissima e, ad oggi, il livello più avanzato di tecnologia polivalente è il multifunzione a doppio ciclo frigorifero Duo per il settore residenziale e commerciale. Nella sua funzione riscaldamento, al pari di una caldaia, il Duo è in grado di fornire potenze termiche costanti al diminuire della temperatura esterna e con produzione di acqua calda sanitaria fino a 80°C. Tra gli ultimi nati troviamo anche l’Hidewall, un sistema polivalente dedicato specificatamente alle applicazioni residenziali, sia per il nuovo che per la ristrutturazione di vecchie costruzioni, in linea con le più recenti direttive».

AGENZIA DI ASSICURAZIONI (NUOVA ZELANDA). Nella realizzazione di un complesso direzionale destinato agli uffici di una compagnia di assicurazioni ad Auckland, in Nuova Zelanda, per la climatizzazione è stato scelto di installare il modello QUATTRO 2420 del Sistema Multitube di Thermocold. Caratterizzato da ventilatore elicoidale e compressore ermetico scroll, il sistema garantisce una potenza di 420 kW

AGENZIA IMMOBILIARE (PORTOGALLO). All’interno di un progetto di ristrutturazione della sede di un’agenzia immobiliare a Cascais, in Portogallo, che prevedeva anche il rifacimento dell’impianto di climatizzazione, i vecchi sistemi sono stati sostituiti con il sistema polivalente a 4 tubi QUATTRO PROZONE 2125 Z, della linea Multitube di Thermocold, che garantisce una potenza di 125 kW

Prodotti coperti da brevetti

«Tutte queste attività hanno portato a importanti miglioramenti sui prodotti, ormai coperti da numerosi brevetti: particolarmente significativi sono il Cross Exchange System, un brevetto che permette di ridurre di circa il 70% l’effetto ciclo di sbrinamento, particolarmente delicato sui sistemi polivalenti, e un altro brevetto riferito all’impiantistica frigorifera che consente

HOTEL FOUR VIEWS OASIS (PORTOGALLO). È stato installato il modello QUATTRO PROZONE 4530 Z MA PX della linea Multitube di Thermocold all’interno dell’Hotel Four Views Oasis situato a Madeira, in Portogallo. Il sistema polivalente a 4 tubi è dotato di compressore scroll e garantisce una potenza pari a 530 kW

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“Alla luce delle più recenti normative in tema di risparmio energetico, è stato dato un forte impulso nello sviluppo di prodotti in classe energetica A e A+” Giovanni Renna l’avviamento della macchina in qualsiasi condizione di temperatura dell’acqua di ritorno all’evaporatore, anche le più basse, durante lo start-up al mattino in climi particolarmente freddi. Inoltre, abbiamo sviluppato con il nostro servizio R&S componenti specifici custom e, soprattutto, una potente piattaforma di gestione elettronica che costituisce un plus particolarmente significativo. Con tutto ciò e con l’ampio ventaglio di brevetti possiamo affrontare con tranquillità tutti gli aspetti più critici delle installazioni che richiedono un approccio progettuale e installativo particolarmente qualificato. A questo proposito abbiamo predisposto strumenti didattici e formativi rivolti a consulenti e progettisti, installatori e manutentori, per informarli in modo esaustivo sulla perfetta integrazione di questi prodotti negli impianti. Infine, alla luce delle più recenti normative in tema di risparmio energetico e qualificazione degli edifici, è stato dato un forte impulso nello sviluppo di prodotti in classe energetica A e A+».

Progetti Climaveneta con polivalenti

NH HOTELS FIERA MILANO. Le due torri futuristiche, progettate dall’architetto Dominique Perrault, e realizzate nel 2008 a Milano, danno vita ad un lussuoso hotel con 398 camere e un centro congressi. In tutte le aree del complesso sono state installate 4 unità polivalenti di Climaveneta del tipo INTEGRA ERACS-Q/SL 2022 dotate di una potenza frigorifera totale pari a 1900 kW e una potenza termica totale di 2100 kW

PORTA NUOVA GARIBALDI (MILANO). Polo strategico nel tessuto urbano, Porta Nuova ricompone l’equilibrio dei tre storici quartieri milanesi di Garibaldi, Varesine e Isola in un progetto di riqualificazione che si estende complessivamente per oltre 290.000 m², dedicati a residenze, aree commerciali, centri direzionali, oltre che ampi spazi pubblici e aree pedonali. Negli edifici, la cui realizzazione è iniziata nel 2008, è stato installato un sistema di pompe di calore basato su unità polivalenti Climaveneta INTEGRA (12xERACS-WQ) e progettato da Ariatta Ingegneria. Il sistema idronico garantisce una potenza frigorifera totale pari a 4500 kW e una potenza termica totale di 5000 kW

Elevata Elevata efficienza eefficienza non solo Un’unità polivalente viene selezionata in modo da coprire il picco massimo di richiesta che, a seconda del luogo d’installazione, può essere quello estivo o quello invernale. Ciò implica che per tutto il resto dell’anno l’unità lavora ai carichi parziali. «Ed è proprio qui – precisa Elena Favero – che l’unità polivalente Integra iFX-Q con sorgente aria assicura la massima efficienza energetica. La rivoluzionaria progettazione dell’unità, coperta da brevetto registrato, e l’impiego di motori inverter su compressori, ventilatori e, a

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PALAZZO APORTI (MILANO). Storica sede delle Regie Poste milanesi, Palazzo Aporti diventa oggi un nuovo complesso direzionale destinato a uffici ed usi commerciali, grazie ad un progetto di riconversione iniziato nel 2009. Al fine di aumentare l’efficienza energetica del sistema e di ridurre i costi di esercizio (-40%), i tradizionali impianti basati su chiller e caldaia sono stati sostituiti con 4 unità polivalenti INTEGRA del tipo ERACS-Q di Climaveneta. L’impianto, installato sul tetto della lobby di ingresso e riparato da una quinta in rete metallica che lo rende invisibile dall’esterno, è completato da un dispositivo MANAGER 3000 e da un DEMETRA. La potenza frigorifera totale garantita è pari a 2600 kW

“La semplificazione dell’impianto si traduce in una riduzione delle operazioni previste in cantiere, con un conseguente risparmio di tempi, costi ed oneri a carico del cliente” Elena Favero richiesta, sulle pompe, assicurano un’impareggiabile efficienza, soprattutto ai carichi parziali, mentre i costi di esercizio nelle reali condizioni di lavoro dell’unità sono ridotti al minimo. Rispetto alla soluzione chiller più caldaia, l’unità i-FX-Q permette di ridurre di oltre il 40% il consumo di energia primaria». Un sistema semplificato

MART ROVERETO. Sebbene di recente costruzione (2002), il MART, Museo di arte moderna e contemporanea di Trento e Rovereto, ha rivelato fin da subito numerose inefficienze energetiche e conseguentemente alti costi di gestione. Motivo per cui si è deciso nel 2010 di sostituire le singole unità del sistema a teleriscaldamento con un impianto a pompa di calore. La scelta è ricaduta su un’unità polivalente ad acqua della gamma Integra di Climaveneta, modello ERACS2-WQ 1902, che garantisce una potenza frigorifera totale di 479 kW e una potenza termica totale di 514 kW

SEGREEN BUSINESS PARK-EDIFICIO E (MILANO). Nato dall’applicazione di un modello energetico avanzato, Segreen Business Park è un complesso di 3 edifici, attualmente in fase di realizzazione a Milano, che offrono circa 30.000 mq di spazio per uffici, disposti intorno a una piazza centrale, fulcro connettivo e luogo d’interazione sociale. L’impianto di climatizzazione a servizio dei 10.000 mq adibiti ad uffici dell’edificio E è basato su due unità polivalenti Climaveneta ERACS-QI/LT-SL 2622, a condensazione ibrida. Il sistema di regolazione, a seconda delle condizione climatiche e delle richieste dell’edificio, decide la priorità di una delle due macchine, una condensata ad aria e l’altra condensata ad acqua. Il circuito di condensazione ad acqua è costituito da un pozzo di presa e uno di resa, disconnessi idraulicamente dal circuito di condensazione dei gruppi polivalenti attraverso uno scambiatore a piastre. La potenza frigorifera totale garantita è pari a 1250 kW

«Ma l’elevata efficienza non è l’unico vantaggio dei gruppi polivalenti: l’adozione di un’unica unità, che provvede autonomamente alla produzione di caldo e freddo con un sistema che non necessita di commutazioni stagionali, permette di superare l’abbinamento di più risorse termofrigorifere, richieste invece nei tradizionali impianti basati su chiller e caldaia. Ne consegue una notevole semplificazione dell’impianto perché si riducono gli spazi tecnici, si semplifica la circuitazione idronica, si dimezza l’impegno di manutenzione delle macchine e si rende molto più razionale il controllo delle stesse. La semplificazione dell’impianto si traduce poi in una significativa riduzione delle operazioni da prevedere in cantiere: non sono, infatti, più necessarie operazioni di gestione degli spazi da destinare ai gruppi termici convenzionali, di allacciamento alla rete gas e l’installazione e messa in opera di caldaie ausiliarie. Da tutto ciò deriva un notevole risparmio di tempi, di costi e di oneri a carico del cliente». n

UNITÀ POLIVALENTE PER SISTEMI A 4 TUBI, con sorgente aria, e compressori vite inverter. L’ultimo modello della gamma Integra (i-FX-Q) di Climaveneta si caratterizza per l’impiego di motori inverter su compressori, ventilatori e, a richiesta, sulle pompe, che assicurano efficienza sopratutto in caso di carichi parziali. L’adozione, poi, di un’unica unità, che provvede autonomamente alla produzione di caldo e freddo con un sistema che non necessita di commutazioni stagionali, permette di superare l’abbinamento di più risorse termofrigorifere

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Retrofit nel residenziale

Riqualificazione

dei vecchi impianti di riscaldamento a

radiatori Migliorare il rendimento degli impianti attraverso l’installazione di sistemi di contabilizzazione e termoregolazione

di Matteo Bo*

partire dal prossimo anno le regio-

ni Piemonte e Lombardia renderanno obbligatoria l’installazione di sistemi di termoregolazione e contabilizzazione nei condomini esistenti. Se, com’è presumibile, questo esempio verrà seguito anche da altre regioni, decine di migliaia di complessi residenziali presenti nel nostro paese dovranno attuare a breve e medio termine un’importante attività di retrofit. Ragione per cui è indispensabile, dopo aver condotto una analisi critica sui criteri con cui sono dimensionati i vecchi impianti di riscaldamento a radiatori, analizzare i possibili interventi di riqualificazione, soffermandosi in modo particolare sulle problematiche connesse con l’installazione delle valvole termostatiche, suggerendo un sistema di regolazione della temperatura di mandata volto a massimizzare il salto termico.

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Installazione di sistemi di termorEgolazione e contabilizzazione Tra gli obblighi imposti da Piemonte (DCR n.98-1247 dell’11 gennaio 2007 e l’aggiornamento DGR n.46-11968 del 4 agosto 2009) e Lombardia (L.R. n.3 del 21 febbraio 2011), vi è quello di installare sistemi di termoregolazione e contabilizzazione indi viduali, che in molti casi devono essere funzionanti già a decorrere dalla stagione di riscaldamento 2012/2013. Prescrizione attuabile tramite l’installazione sui singoli corpi scaldanti (Figura 1) sia di valvole termostatiche sia di appositi sensori (ripartitori) che consentono la misura indiretta dell’energia termica emessa da ciascun corpo scaldante e, tramite sistemi di trasmissione dei segnali di tipo wireless, la loro successiva remotizzazione in sistemi di acquisizione centralizzati. Figura 1 – VALVOLE TERMOSTATICHE E RIPARTITORI DI CALORE per la termoregolazione e la contabilizzazione dell’energia termica negli impianti a radiatori esistenti

ANALISI DEI CRITERI DI DIMENSIONAMENTO DEI VECCHI IMPIANTI A RADIATORI Criteri progettuali dei vecchi impianti a radiatori Nell’analisi condotta nel presente articolo sono stati presi in considerazione gli impianti a radiatori esistenti più energivori, ovvero quelli centralizzati realizzati dal dopo guerra fino alla fine degli anni ’70, antecedenti cioè all’entrata in vigore dei primi dispositivi legislativi (legge 373/76) sul contenimento dei consumi energetici. In questi impianti i criteri progettuali che venivano al tempo di norma utilizzati per il loro dimensionamento e ai quali è più che ragionevole fare riferimento, sono i seguenti: • temperatura di mandata dell’acqua in condizioni di progetto pari a 85°C; • salto termico di progetto pari a 10°C; • differenza fra la temperatura media del corpo scaldante (70°C) e l’aria ambiente pari a 60°C. Si tendeva infatti ad utilizzare le stesse condizioni con cui in

camera di prova veniva stabilita l’emissione termica nominale dei radiatori medesimi ai sensi della allora vigente norma UNI 6514 del 1969 (cfr. Figura 2). L’emissione dei corpi scaldanti variava quindi in funzione della differenza di temperatura secondo la ben nota relazione: ∆teff n Peff = PUNI 6514 –––– 60 dove: Peff = potenza termica emessa nelle condizioni di impiego; PUNI 6514 = potenza termica nominale con t = 60°C; teff = differenza di temperatura nelle condizioni di impiego; n = esponente caratteristico per ogni tipo di corpo scaldante. Il valore di quest’ultimo parametro, per i radiatori in ghisa a colonne e in ghisa a piastre, che sono senza dubbio i più diffusi, può essere mediamente considerato pari a 1,3. Se gli impianti si potessero ritenere progettati secondo i criteri sopra esposti, utilizzando la relazione (1) sarebbe possibile stabilire il valore della differenza di temperatura Δteff al variare del carico come indicato nella Tabella I. In realtà i nostri vecchi impianti di

( )

Breve cronistoria delle tipologie impiantistiche a radiatori • Fino a 1975 c.a.: impianti centralizzati a colonne con radiatori prevalentemente in ghisa • Da 1975 a 1980 c.a.: impianti centralizzati a zona monotubo, prima, e a collettori complanari, poi • Da 1980 a 2005 c.a.: impianti autonomi a caldaiette • Dal 2005 in poi: ritorno a sistemi centralizzati e sviluppo di impianti a pannelli radianti a pavimento e soffitto

Requalification of heating systems with radiators

Starting next year, Italian regions Piedmont and Lombardy will make obligatory the installation of thermal regulation and energy accounting systems in existing residential buildings. It is expectable for other regions to follow this example, so that tenths of thousands of existing buildings will be subject of important renovation works in a short or medium time. It is thus very important to point out early the best possible practice and standard. In this article, a critical analysis of the designing methods used in the past for radiator based heating systems is reported. Then plausible requalification interventions are analyzed, and particular attention is given to the installation of thermostatic valves, Further, a regulation strategy of supply water is defined and analyzed so that temperature spread is improved. Keywords: thermal regulation, energy accounting systems, thermostatic valves

Figura 2 – CONDIZIONI DI PROVA secondo UNI 6514/69 - ∆t = 60°C

riscaldamento a radiatori sono sempre caratterizzati da due fattori di surdimensionamento che non si possono trascurare. Surdimensionamento della potenza

Il primo è il surdimensionamento della potenza installata dovuto sia ai coefficienti di maggiorazione della potenza calcolata che il progettista adottava sia perché consigliati dalle norme in vigore (la norma UNI 7357 del 1974 prevedeva maggiorazioni dal 10 al 15% intermittenza del funzionamento e conseguente messa a regime) o per sicurezza, sia perché sono sempre presenti dei carichi esogeni ed endogeni che i metodi di calcolo non prendono cautelativamente in considerazione. La presenza di corpi scaldanti con un maggior numero di elementi rispetto al valore strettamente necessario di fatto si traduce, com’è facilmente intuibile, in una riduzione del valore della temperatura media richiesta alle varie percentuali di carico termico. La Tabella II illustra come varia la temperatura media del corpo scaldante in condizioni di massimo carico al variare del fattore di surdimensionamento. Si può notare come in presenza di fattori di surdimensionamento pari a 1,2-1,3 (valori tutt’altro che elevati) la temperatura media a cui devono funzionare i radiatori al 100% del carico è pari a circa 70°C, vale a dire come se l’impianto fosse stato dimensionato senza maggiorazioni, ma scegliendo i radiatori con una differenza di temperatura nominale pari a 50°C, valore poi previsto dalle più recenti norme UNI EN 442-1 pubblicate per la prima volta nel febbraio del 1977. Si può quindi individuare la reale curva di variazione della differenza di temperatura al variare del carico come indicato nella Tabella III seguente e di conseguenza definire la curva ideale di regolazione della temperatura di mandata

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Figura 3 – VARIAZIONE DELLA TEMPERATURA DI MANDATA AL VARIARE DEL CARICO per un impianto a radiatori dimensionato con ∆tUNI 6514 pari a 60°C e ∆tAC di progetto pari a 10°C in presenza di un fattore di surdimensionamento delle potenze installate pari a 1,25

Figura 4 – CURVE DI REGOLAZIONE CLIMATICA tipiche di regolatori della temperatura di mandata per impianti centralizzati a radiatori

33_BO_INVITO 399-.qxd 08/09/11 17:04 Pagina 407

Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: 33_BO_INVITO 399-.qxd 08/09/11 17:04 Pagina 407 la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori

Variazione delle temperature e dei salti termici

407

di funzionamento per radiatori dimensionati con ∆tUNI I –ACVariazione e dei salti termici di funzionamento per 60°C e ∆t di progettodelle paritemperature a 10°C 6514 pari aTabella radiatori dimensionati con ǻtUNI 6514 pari a 60 °C e ǻtAC di progetto pari a 10 °C Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici:

407

la riqualificazione deitmvecchi impianti ǻteff tmed tr di riscaldamento ǻtAC a radiatori Potenza Portata [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [%] [%] 100% 80,0delle temperature 85,0 75,0 10,0 di funzionamento 100% Tabella I60,0 – Variazione e dei salti termici per °C e ǻtAC 9,0 di progetto100% pari a 10 °C radiatori55,3 dimensionati con ǻtUNI79,8 6514 pari a 60 90% 75,3 70,8

TABELLA I

80% 50,5 70,5 74,5 66,5 8,0 100% ǻteff tmed tm tr ǻtAC 70% Potenza 45,6 65,6 69,1 62,1 7,0 100% Portata [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [%]40,5 60% 60,5 63,5 57,5 6,0 100% [%] 60,0 80,0 85,0 75,05,0 10,0 50% 100% 35,2 55,2 57,7 52,7 100% 100% 90%29,7 55,3 75,3 79,8 70,84,0 9,0100% 100% 40% 49,7 51,7 47,7 80%23,8 50,5 70,5 74,5 66,53,0 8,0100% 100% 30% 43,8 45,3 42,3 70%17,4 45,6 65,6 69,1 62,12,0 7,0100% 100% 20% 37,4 38,4 36,4 60%10,2 40,5 60,5 63,5 57,51,0 6,0100% 100% 10% 30,2 30,7 29,7 50% 35,2 55,2 57,7 52,7 5,0100% 100% 0% 0,0 20,0 20,0 20,0 0,0 40% 29,7 49,7 51,7 47,7 4,0 100% Tabella II – Variazione della e della 30% 23,8 differenza 43,8di temperatura 45,3 42,3 temperatura 3,0 media 100% per radiatori dimensionati con ǻtUNI 6514 pari a 60 °C e ǻtAC di progetto 10 °C al va20% 17,4 37,4 38,4 36,4 2,0 100% riare del coefficiente di surdimensionamento dell’impianto (carico 100%) 10% 10,2 30,2 30,7 29,7 1,0 100% 0%Coefficiente 0,0 di 20,0 ǻteff 20,0 t med 20,0 t m 0,0 100% surdimensionamento [°C] di temperatura [°C] [°C] Tabella II – Variazione della differenza e della temperatura media per radiatori dimensionati con ǻtUNI 6514 pari a 60 °C e ǻtAC di progetto 10 °C al variare del coefficiente (carico 1,00 di surdimensionamento 60,0 dell’impianto 80,0 85,0 100%)

per radiatori 1,10 55,8 75,8 80,8 ǻteff t med tm Coefficiente di dimensionati con 1,20 52,1 72,1 77,1 surdimensionamento ∆tUNI 6514 pari a 60°C e ∆tAC 1,30 49,0 [°C] 69,0 [°C] 74,0 [°C] di progetto pari a 10°C, al 1,40 46,3 66,3 71,3 variare del coefficiente 1,00 60,0 80,0 85,0 1,50 43,9 63,9 68,9 di surdimensionamento 1,10 55,8 75,8 80,8 dell’impiantoQuesta analisi trova puntuale riscontro nei criteri con cui vengono di norma tarate 1,20 52,1 72,1 77,1 (carico 100%) le centraline climatiche utilizzate per effettuare in modo centralizzato la regolazione del1,30 49,0 69,0 74,0

TABELLA II

Variazione della differenza di temperatura e della temperatura media

la temperatura ambiente. 1,40 46,3esatto, che 66,3 Partendo dal presupposto semplificato, e come tale non il carico71,3 termico medio dell’edificio dipenda esclusivamente dalla temperatura vale a dire68,9 trascu1,50 43,9esterna,63,9 rando tutti gli apporti di calore gratuiti, la temperatura ambiente viene, com’è noto, regolata variando laQuesta temperatura mandata in funzione temperatura condicurve analisi di trova puntuale riscontrodella nei criteri con cuiesterna vengono norma tarate di regolazione del tipo indicato in Figura 4. le centraline climatiche utilizzate per effettuare in modo centralizzato la regolazione del# la temperatura ambiente. Partendo dal presupposto semplificato, e come tale non esatto, che il carico termico medio dell’edificio dipenda esclusivamente dalla temperatura esterna, vale a dire trascu-

dell’acqua calda ai corpi scaldanti come illustrato nella Figura 4. Questa analisi trova puntuale riscontro nei criteri con cui vengono di norma tarate le centraline climatiche utilizzate per effettuare in modo centralizzato la regolazione della temperatura ambiente in funzione della temperatura esterna con curve di regolazione del tipo indicato in Figura 4. A conferma della correttezza delle valutazioni fin qui esposte la curva di regolazione climatica, che a titolo di esempio di norma viene utilizzata a Torino, è per l’appunto la curva con inclinazione 20 di Figura 5 (in particolare questa è la curva che di default viene utilizza dall’AES – Azienda Energia e Servizi Torino SpA – che gestisce il servizio di teleriscaldamento cittadino per tarare le centrali termiche condominiali allacciate alla rete). Essendo la temperatura di progetto di Torino pari a -8°C tale curva coincide perfettamente con quella di Figura 4. Pertanto, nota la curva di climatica con cui è regolato l’impianto e quindi la temperatura di mandata dell’acqua calda nelle condizioni di progetto per

Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori

408

Variazione delle temperature e dei salti termici Tabella III – Variazione delle temperature e dei salti termici di funzionamento per

tabella III

di funzionamento per radiatori dimensionati con ∆t °C6514 pari a 60°C e ∆t di progetto pari e ǻtAC di progettoACpari a 10 °C in radiatori dimensionati con ǻtUNI 6514 pari a 60 UNI a 10°C,presenza in presenza di un fattore di surdimensionamento dell’impianto a 1,25 di un fattore di surdimensionamento dell’impianto pari pari a 1,25 Potenza % 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 20% 10% 0%

ǻteff

tmed

ǻtAC

[°C]

50,0 46,1 42,1 38,0 33,8 29,3 24,7 19,8 14,5 8,5 0,0

70,0 66,1 62,1 58,0 53,8 49,3 44,7 39,8 34,5 28,5 20,0

75,0 70,6 66,1 61,5 56,8 51,8 46,7 41,3 35,5 29,0 20,0

65,0 61,6 58,1 54,5 50,8 46,8 42,7 38,3 33,5 28,0 20,0

10,0 9,0 8,0 7,0 6,0 5,0 4,0 3,0 2,0 1,0 0,0

Portata [%] 100% 100% 100% 100% 100% 100% 100% 100% 100% 100% 100%

In base a quest’ultima configurazione emergono le seguenti considerazioni: Il secondo fattore di surdimensionamento che è in • il livello termico della temperatura di mandata è genere quasi sempre presente nei vecchi impianti è troppo elevato per essere facilmente compatibile quello legato al surdimensionamento delle pompe di 33_BO_INVITO 08/09/11 17:04 Pagina superiori 410 con sistemi di produzione energetica di tipo non circolazione, che399-.qxd presentano quindi portate tradizionale e in particolare con le pompe di calore; a quelle strettamente necessarie, con conseguente ri• i salti termici sono molto bassi a fronte delle elevate duzione del salto termico dell’acqua. Anche in questo portate, con conseguenti elevati consumi parassiti caso l’effetto risultante è quello di richiedere, a parità di per i pompaggi; temperatura media dei corpi scaldanti, un ulteriore ab410 Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: riqualificazione vecchi impianti di riscaldamento a radiatori di ritorno incomincia a • il livello della temperatura bassamento della temperatura di lamandata a cuidei corridare risultati importanti in accoppiamento con le sponde un innalzamento della temperatura di ritorno caldaie a condensazione solo a partire da percencome indicato a titolo esemplificativo in Tabella IV, relaIl secondo fattore di surdimensionamento che è in genere quasi sempre presente tuali di carico termico prossime al 50-60%. tivamente a un impianto con portata superiore del 25%. nei vecchi impianti è quello legato al surdimensionamento delle pompe di circolazione, Surdimensionamento della portata

Figura – Variazione della temperatura mandata al variare del carico per unnecessarie, impianto a radiatori dimenche4 presentano quindi portate di superiori a quelle strettamente con conseguente sionato con ǻtUNI 6514 pari a 60 °C e ǻtAC di progetto pari a 10 °C in presenza di un fattore di surdimensionariduzione del salto termico dell’acqua. Anche in questo caso l’effetto risultante è quello mento delle potenze installate pari a 1,25

di richiedere, a parità di temperatura media dei corpi scaldanti, un ulteriore abbassamentoAdella temperatura di mandata delle a cui valutazioni corrispondefin un qui innalzamento conferma della correttezza esposte la della curvatemperatura di regola- di ritorno comeche indicato titolo esemplificativo in Tabella IV, relativamente un impianto zione climatica a titoloa di esempio di norma viene utilizzata a Torino è per al’appunto con portata superiore del 25 %.

Variazione delle temperature e dei salti termici

Tabella IVper – Variazione delle temperature saltipari termici di funzionamento per di funzionamento radiatori dimensionati cone∆tdei a 60°C e UNI 6514 pari a 60 °C e ǻt di progetto pari a 10 ° C in radiatori dimensionati con ǻt UNI 6514 AC ∆tAC di progetto pari a 10°C, in presenza di fattori di surdimensionamento presenza di fattori di surdimensionamento sia dell’impianto sia della portata delle sia dell’impianto sia della portata delle pompe pari a 1,25 pompe pari a 1,25

tabella IV

la località in esame, si può determinare il coefficiente di surdimensionamento caratteristico dell’impianto in questione. È importante comunque sottolineare che nella stragrande maggioranza dei casi il citato fattore di surdimensionamento non risulta mai omogeneo su tutto l’edificio, ma che a causa delle imprecisioni di calcolo e/o della imperfetta taratura dell’impianto, vi sono sempre zone più sfavorite di altre (in generale quelle con il maggior numero di superfici disperdenti). Per questo motivo il fattore di surdimensionamento che ai sensi della Tabella II deve essere adottato ai fini dell’impostazione della temperatura media dei corpi scaldanti e di conseguenza della temperatura di mandata della acqua calda, deve essere naturalmente quello meno elevato. Le zone più favorite si troveranno pertanto ad essere alimentate da un livello termico del fluido scaldante superiore rispetto alle necessità e quindi a generare, per l’assenza di sistemi di termoregolazione locali, il surriscaldamento di ampie zone, fattore che costituisce senza dubbio una delle più importanti cause di spreco energetico (Ogni grado di temperatura in più mantenuto nei locali comporta maggiori consumi energetici dell’ordine del 6-8%.) presenti in questi edifici e su cui è pertanto assolutamente prioritario intervenire.

Potenza % 100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 20% 10% 0%

ǻteff

t med

ǻtAC

[°C]

50,0 46,1 42,1 38,0 33,8 29,3 24,7 19,8 14,5 8,5

70,0 66,1 62,1 58,0 53,8 49,3 44,7 39,8 34,5 28,5

74,0 69,7 65,3 60,8 56,2 51,3 46,3 41,0 35,3 28,9

66,0 62,5 58,9 55,2 51,4 47,3 43,1 38,6 33,7 28,1

8,0 7,2 6,4 5,6 4,8 4,0 3,2 2,4 1,6 0,8

Portata [%] 125% 125% 125% 125% 125% 125% 125% 125% 125% 125%

0,0

20,0

0,0

125%

In base a quest’ultima configurazione, che possiamo in linea di massima considerare come quella più verosimilmente e realisticamente più probabile, emergono le seguenti considerazioni: - il livello termico della temperatura di mandata è troppo elevato per essere fa-# cilmente compatibile con sistemi di produzione energetica di tipo non tradizionale e in particolare con le pompe di calore;

Percentuali di carico termico. Città a confronto

Figura 5 – TORINO, CURVA CUMULATIVA DELL’ANDAMENTO DELLE TEMPERATURE ESTERNE (percentuali di carico per riscaldamento in funzione della temperatura esterna)

Figura 6 – ROMA, CURVA CUMULATIVA DELL’ANDAMENTO DELLE TEMPERATURE ESTERNE (percentuali di carico per riscaldamento in funzione della temperatura esterna)

Stabilendo che risultati soddisfacenti del livello della temperatura di ritorno, in accoppiamento con le caldaie a condensazione, iniziano a vedersi solo a partire da percentuali di carico termico vicine al 50-60%, questa condizione si realizza: • a Torino (zona climatica D, durata periodo di riscaldamento 183 gg, temperatura di progetto = -8°C) per temperature dell’aria esterna superiori a 3°C, condizione che mediamente si realizza per il 68% del periodo di riscaldamento (cfr. Figura 6). • a Roma (zonaclimatica D, durata periodo diriscaldamento 166gg, temperAtura di progetto = 0°C) per temperature dell’aria esterna superiori a 8°C, condizione che mediamente si realizza per il 76% del periodo di riscaldamento (cfr. Figura 7). • a Palermo (zona climatica B, durata periodo di riscaldamento 121 gg, temperatura di progetto = 5°C) per temperature dell’aria esterna superiori a 11°C, condizione che mediamente si realizza per il 50% del periodo di riscaldamento (cfr. Figura 8).

Figura 7 – PALERMO, CURVA CUMULATIVA DELL’ANDAMENTO DELLE TEMPERATURE ESTERNE (percentuali di carico per riscaldamento in funzione della temperatura esterna)

INTERVENTI DI RIQUALIFICAZIONE DEI VECCHI IMPIANTI A RADIATORI Riqualificare un impianto di riscaldamento significa di fatto intervenire per migliorare il suo rendimento medio stagionale ηg che è funzione dei seguenti rendimenti: ηe : rendimento di emissione ηrg : rendimento di regolazione ηd : rendimento di distribuzione ηgn : rendimento di generazione o produzione medio stagionale.

Migliorare il rendimento di emissione ηe

Il rendimento di emissione dipende dai corpi scaldanti e dalle caratteristiche dei locali, con particolare riferimento alla loro altezza. Poiché gli interventi di manutenzione straordinaria non interessano questi aspetti, non è possibile individuare interventi volti a migliorare di questo parametro, il cui valore è dalle vigenti norme UNI TS 11300-2 stimato pari a 0,88.

Migliorare il rendimento di regolazione ηrg

Per migliorare il rendimento di regolazione

#12

occorre regolare la temperatura ambiente per ambiente installando sui singoli corpi scaldanti valvole termostatiche del tipo a due vie per impianti a portata variabile. Dal punto di vista impiantistico l’installazione di valvole termostatiche su impianti esistenti comporta la risoluzione di almeno tre aspetti progettuali: 1. criteri di scelta e di dimensionamento delle valvole termostatiche medesime; 2. bilanciamento delle reti di distribuzione; 3. sostituzione delle pompe di circolazione in quanto si trasforma l’impianto da un impianto a portata costante a un impianto a portata variabile. Criteri di scelta e dimensionamento delle valvole termostatiche

Il parametro caratteristico che definisce le prestazioni delle valvole termostatiche è la banda proporzionale a cui esse vengono fatte funzionare. Per avere il massimo comfort si raccomanda di dimensionare le valvole per valori della banda proporzionale compresi fra 0,5 e 2°C.

La Figura 8 illustra un esempio dei campi di lavoro di valvole termostatiche valutati con banda proporzionale compresa fra 0,5 e 2°C. Come si può notare i campi di lavoro delle varie grandezze di valvole (diametro 3/8", diametro 1/2" e diametro 3/4") sono molto ampi e in buona parte fra loro sovrapposti. Il dimensionamento dovrà essere effettuato in modo che il punto di lavoro ricada all’interno dei suddetti range, con l’accortezza di scegliere preferibilmente sempre la taglia più piccola e soprattutto di non superare mai valori della pressione differenziale pari a circa 20-22 kPa (2.000-2.200 mm c.a.), perché oltre tali valori si potrebbero verifcare fenomeni di cavitazione in corrispondenza della zona fra sede e otturatore, che sono causa di vibrazioni e rumorosità.

Valvole termostatiche. Tipologie e funzionamento

Il dispositivo di comando della valvola termostatica è costituito da un bulbo, la cosiddetta “testina termostatica”, che contiene un fluido ad alto coefficiente di dilatazione che opera come un regolatore autoazionato proporzionale di temperatura. Le valvole termostatiche si distinguono, in primo luogo, in base alle caratteristiche costruttive del corpo valvola. Quelle utilizzabili negli impianti a radiatori tradizionali a due tubi possono essere di due tipi: • a due vie: nel qual caso gli impianti di distribuzione dell’acqua devono essere del tipo a portata variabile; • a tre vie: nel qual caso gli impianti di distribuzione dell’acqua possono continuare ad essere del tipo a portata costante. E in secondo luogo, si distinguono in base al tipo di fluido termostatico utilizzato: • sensori a cera, che presentano tempi di reazione molto lunghi; • sensori a liquido che presentano tempi di reazione accettabili; • sensori a gas che grazie alla ridottissima capacità termica del fluido presentano tempi di risposta molto bassi. Poiché la stabilità della regolazione (assenza di oscillazioni) dipende soprattutto dal tempo di reazione del sistema regolante, più quest’ultimo è breve, minori sono i rischi di pendolazione della temperatura. Nelle valvole termostatiche questa caratteristica è definita dalla banda proporzionale, che rappresenta la variazione di temperatura ambiente necessaria per spostare la valvola dalla posizione di chiusura alla posizione che, in base alla differenza di pressione presente ai capi della valvola, consente il passaggio della portata di acqua di progetto calcolata al carico massimo. In altre parole la banda proporzionale di una valvola termostatica è paragonabile al differenziale di un termostato, vale a dire allo scarto di temperatura che deve intervenire nell’ambiente affinché il termostato passi dalla posizione ON alla posizione OFF. Prendendo per esempio un radiatore con una portata di acqua di progetto pari a 100 l/h, se la valvola è soggetta 33_BO_INVITO 399-.qxd 08/09/11 17:04 Pagina 415 ad un differenziale di pressione di 3 kPa lavorerà con una banda proporzionale di 2°C, se invece è soggetta ad un differenziale di pressione di 15 kPa lavorerà con una banda proporzionale migliore pari a 1°C.

SPACCATO DI VALVOLA TERMOSTATICA A DUE VIE

Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori

415

troverebbero a lavorare con bassi Δp e quindi con una banda proporzionale meno vantaggiosa. L’intervento retrofit atto dovrà valvole di taratura o meglio di ancora diinvalvole autoquindi flow, doverosamente tarate sul valoreprevededella portata massima del ramo servito. Grazie a questo primo le valvole termostatiche re l’installazione in corrispondenza deibilanciamento vari rami principali della rete di disaranno sottoposte a differenziali di pressione fra di loro più omogenei e quindi tendestribuzione (per esempio in corrispondenza di ogni colonna montante ranno a dare le stesse prestazioni in tutti gli alloggi. Questa condizione è a rigore resa per come indicato in Figura 9), di valvole di taratura o meglio ancora di valaltro necessaria dalla contabilizzazione del calore, in quanto, a parità di valore di set voleleauto flow, tarate sul valore della lavorano portata massima ramo servito. point impostato, unità abitative le cui valvole con unadel banda proporzionale Grazie di a questo più alta consumano più. primo bilanciamento le valvole termostatiche saranno

Figura 8 – ESEMPIO DI DIAGRAMMA DI SELEZIONE DI VALVOLE TERMOSTATICHE valido per bande proporzionali comprese fra 0,5 e 2°C. Il punto di lavoro va scelto all’interno delle aree evidenziate senza mai superare la pressione differenziale di 20 kPa Bilanciamento delle reti di distribuzione

Di notevole importanza è il dimensionamento delle valvole termostatiche con elevate perdite di carico, in modo da garantire una regolazione con bassi valori della banda proporzionale. Questa esigenza però deve essere attentamente verificata sull’intero impianto. Se infatti le reti di distribuzione non sono dotate di adeguati organi di taratura delle portate per i vari rami (per esempio in corrispondenza di ogni colonna montante), il bilanciamento idronico dell’impianto viene necessariamente lasciato all’azione delle sole valvole termostatiche. Quelle più vicine alle elettropompe potrebbero quindi essere costrette a lavorare con Δp troppo elevati e ingenerare rumorosità, quelle più lontane al contrario si

Autoflow

Figura 9 – INSERIMENTO DELLE VALVOLE DI BILANCIAMENTO DELLA PORTATA DI TIPO AUTOFLOW Figura 11 – Inserimento delle valvole di bilanciamento della portata di tipo auto flow

25 # 3.2.3. Sostituzione delle pompe di circolazione La necessità di intervenire sul sistema di pompaggio del fluido termovettore è importante venga presa a pretesto per una sua attenta riprogettazione con l’obiettivo di in-

sottoposte a differenziali di pressione fra di loro più omogenei e quindi tenderanno a dare le stesse prestazioni in tutti gli alloggi. Questa condizione è a rigore resa per altro necessaria dalla contabilizzazione del calore, in quanto, a parità di valore di set point impostato, le unità abitative le cui valvole lavorano con una banda proporzionale più alta consumano di più. Sostituzione delle pompe di circolazione

La necessità di intervenire sul sistema di pompaggio del fluido termovettore è importante venga presa a pretesto per una sua attenta riprogettazione con l’obiettivo di incrementare, anche notevolmente, il salto termico, in modo da perseguire i seguenti benefici: • riduzione della temperatura di ritorno per favorire la condenFigura 10 – CURVA CLIMATICA IDEALE per impianto a radiatori sazione08/09/11 nel/nei17:04 generatore/i di calore; 33_BO_INVITO 399-.qxd Pagina 417 a portata variabile con salto termico di progetto pari a 20°C • riduzione della portata per diminuire i consumi energetici parassiti dovuti al pompaggio. I limiti entro i quali sarà possibile operare tale aumento del 1. temperatura media dei corpi scaldanti mai inferiore a quella imposta salto termico sonoInnovazione legati alledelle seguenti dalle condizioni di carico (cfr. Tabelle III e IV); tecniche condizioni: tradizionali nel retrofit degli edifici: 417 la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori 2. velocità minima di rotazione delle pompe mai 33_BO_INVITO 399-.qxd 08/09/11 17:04 Pagina 417 inferiore al loro limite di esercizio, che di norma è pari al 25% della velocità massima (frequenza originario (ultima colonna di destra), con conseguente riduzione dei consumi di energia minima 12,5 Hz); elettrica per il pompaggio, che, com’è noto, variano in ragione del cubo della portata. 3. portata minima delle pompe inferiore al 10% Variazione delle temperature e dei salti termici di funzionamento Tabella V – Impianto a radiatori contradizionali valvole termostatiche. Variazione delle temInnovazione delle tecniche nel retrofit degli edifici: 417 della portata massima, valore al quale una inperature caso dietemperatura di mandata dell’acqua costante la riqualificazione vecchi impianti di riscaldamento radiatori dei salti termici didei funzionamento in caso di atemperatura di mandata pompa a portata variabile attiva la modalità (80°C ) e salto termico di)progetto pari di a 20°C dell’acqua costante (80°C e salto termico progetto pari a 20 °C di arresto per bassa portata, solo in corrisponPortata originario (ultima colonna di destra), con conseguente riduzione dei consumi Riduzione di energia denza di valori del carico termico prossimi a Potenza ǻteff tche, tr in ragione ǻtAC del cubo nuova med com’ètmnoto, variano elettrica per il pompaggio, della portata. portata pompa zero; Tabella radiatori[°C] con valvole Variazione delle tem[°C] a [°C] [°C]termostatiche. [°C] [%] V – Impianto [%] [%] 4. portata minima di circolazione all’interno del perature salti termici di temperatura 100% e dei 50,0 70,0di funzionamento 80,0 60,0in caso20,0 100% di mandata 50% generatore di calore mai inferiore all’eventuadell’acqua costante (80°C ) e salto termico di progetto pari a 20 °C 90% 46,1 66,1 80,0 52,2 27,8 65% 68% le valore stabilito dal costruttore (occorre sot80% 42,1 62,1 80,0 44,2 35,8 45% 78% Portata tolineare che le moderne caldaie a condenRiduzione Potenza ǻteff tmed tm tr ǻt nuova AC 70% 38,0 58,0 80,0 36,0 44,0 32% 84% portata sazione a basamento ad elevato contenuto pompa 60% 33,8 53,8 80,0 27,5 52,5 23% 89% d’acqua regolate da bruciatori modulanti con [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [%] [%] [%] 50% 29,3 49,3 80,0 18,7 61,3 16% 92% campo di modulazione fino al 25-30%, di nor100% 50,0 70,0 80,0 60,0 20,0 100% 50% 40% 24,7 44,7 80,0 9,4 70,6 11% 94% 90% 46,1 66,1 80,0 52,2 27,8 65% 68% ma non hanno alcun genere di limiti in tal sen30% 19,8 39,8 80,0 -0,4 80,4 7% 96% 80% 42,1 62,1 80,0 44,2 35,8 45% 78% 20% 14,5 34,5 80,0 -11,0 91,0 4% 98% so. La circolazione dell’acqua all’interno alla 70% 38,0 58,0 80,0 36,0 44,0 32% 84% 10% 8,5 28,5 80,0 -23,0 103,0 2% 99% caldaia permette infatti al sistema di regola60% 33,8 53,8 80,0 27,5 52,5 23% 89% 0% 0,0 20,0 80,0 -40,0 120,0 0% 100% zione di ridurre la potenza ed eventualmente 50% 29,3 49,3 80,0 18,7 61,3 16% 92% spegnere il bruciatore in tempi idonei, evitan40%VI – Impianto 24,7 9,4termostatiche. 70,6 11% climatica 94% Tabella a 44,7 radiatori80,0 con valvole Curva ideale do le possibili sovratemperature con rischio 30% 19,8 39,8 80,0 -0,4 80,4 7% 96% Portata 20% 14,5 34,5 80,0 -11,0 91,0 4% 98% dell’intervento del termostato di blocco). Riduzione nuova Potenza ǻteff tmed tm t ǻt 10% 8,5 28,5 80,0 -23,0r 103,0AC 2% 99% portata Come risulta dalla Tabella V non è certamente pompa 0% 0,0 20,0 80,0 -40,0 120,0 0% 100% ipotizzabile mantenere costante la temperatura di [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [%] [%] [%] mandata, affidando la regolazione del carico alla Curva climatica50,0 ideale Tabella a radiatori con termostatiche. climatica ideale 100%VI – Impianto 70,0 80,0valvole60,0 20,0 Curva 100% 50% sola variazione di portata dell’acqua, come di nor90% 46,1 66,1 76,0 56,2 19,8 91% 55% Portata ma siamo abituati a fare per altre tipologie di terRiduzione 80% 42,1 62,1 72,0 52,2 19,8 81% 60% nuova Potenza ǻteff tmed tm tr ǻt AC portata minali di utenza. 70% 38,0 58,0 68,0 48,0 20,0 70% 65% pompa Infatti già a partire da valori del carico pari al 60% 33,8 53,8 64,0 43,5 20,5 59% 71% [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [%] [%] [%] 40-50%, il sistema non sarebbe più in grado di 50% 29,3 49,3 60,0 38,7 21,3 47% 77% 100% 50,0 70,0 80,0 60,0 20,0 100% 50% modulare e il funzionamento diventerebbe di 40% 24,7 44,7 53,0 36,4 16,6 48% 76% 90% 46,1 66,1 76,0 56,2 19,8 91% 55% 30% 19,8 39,8 46,0 33,6 12,4 48% 76% tipo on/off. 80% 42,1 62,1 72,0 52,2 19,8 81% 60% 20% 14,5 34,5 39,0 30,0 9,0 44% 78% Occorre quindi impostare opportune curve 70% 38,0 58,0 68,0 48,0 20,0 70% 65% 10% 8,5 28,5 32,0 25,0 7,0 29% 86% 60% 33,8 53,8 64,0 43,5 20,5 59% 71% di regolazione climatica individuando possibil0% 0,0 20,0 25,0 0% 100% 50% 29,3 49,3 60,0 38,7 21,3 47% 77% mente un accettabile compromesso tra curve 40% 24,7 44,7 53,0 36,4 16,6 48% 76% troppo “piatte” che lavorano bene ai carichi ele30% 19,8 39,8 46,0 33,6 12,4 48% 76% vati e male ai bassi carichi e curve troppo “ripide” 20% 14,5 34,5 39,0 30,0 9,0 44% 78% che si comportano in modo opposto. 10% 8,5 28,5 32,0 25,0 7,0 29% 86% Un esempio di curva ottimale è quello cal0% 0,0 20,0 25,0 0% 100% colato nella Tabella VI e raffigurato nella Figura TABELLA V

Impianto a radiatori con valvole termostatiche

TABELLA VI

Impianto a radiatori con valvole termostatiche

#12

Figura 11 – CURVE CARATTERISTICHE DI UNA ELETTROPOMPA A PORTATA VARIABILE. Il campo di lavoro varia fino al 25% della velocità di rotazione

Figura 12 – REGOLAZIONE A PRESSIONE “PROPORZIONALE”, con prevalenza a portata nulla pari al 50% di quella di set point. La pompa regola ampiamente all’interno del proprio campo di lavoro fino ad un valore di portata prossimo al 10% del valore di set point poi si spegne 10, che presenta un punto di inflessione a circa il 40% del carico. Come si può rilevare i salti termici risultano più che buoni dal momento che si mantengono pari a circa 20°C ai carichi elevati per poi scendere solo in corrispondenza dei carichi minimi. Anche la portata si mantiene sempre a valori più che accettabili e soprattutto è molto elevata la riduzione di portata che l’impianto consente di ottenere rispetto all’impianto originario (ultima colonna di destra), con conseguente riduzione dei consumi di energia elettrica per il pompaggio, che, com’è noto, variano in ragione del cubo della portata. Se questo tipo di ragionamento funziona a livello teorico, è ben difficile che possa essere facilmente attuato nella pratica affidandosi esclusivamente all’impostazione di una curva climatica ottimale. Sarebbe in questo senso preferibile prevedere un algoritmo di regolazione che provveda ad “aggiustare”, impianto per impianto, il valore della temperatura di mandata in funzione del salto termico, misurato naturalmente in condizioni di impianto a regime. In altre parole ad ogni percentuale di carico, vale a dire ad ogni ben preciso valore della temperatura esterna in funzione della località, il sistema di regolazione dovrebbe stabilire il valore della temperatura di mandata (compensazione in funzione della temperatura esterna), non mantenendola però fissa, bensì variabile in funzione della temperatura di ritorno per garantire che il salto termico sia corrispondente ai valori di Tabella VI. La temperatura stabilita dalla regolazione climatica finisce per assumere la funzione di limite di massima, il set point è invece il Δt. L’algoritmo di regolazione dovrebbe essere inoltre di tipo autoadattante in modo da consentire, dopo un certo periodo

di rodaggio dell’impianto, di raggiungere la curva climatica ottimale per quell’edificio, secondo le valutazioni in precedenza esposte. La componente proporzionale dell’algoritmo, potrà essere migliorata andando ad agire sulla componente integrale che aiuta ad evitare le oscillazioni e raggiungere con il minor tempo possibile il set point desiderato. La scelta della pompa deve essere fatta con particolare attenzione in quanto costituisce un aspetto fondamentale per l’ottimale funzionamento dell’impianto a valle dell’intervento di riqualificazione. Il suo dimensionamento dovrà pertanto passare prima di tutto attraverso il puntuale rilievo degli impianti esistenti per perseguire i seguenti due obiettivi: 1. dal rilievo delle quantità e delle dimensioni dei corpi scaldanti installati si potrà calcolare, con i criteri in precedenza descritti (definizione delle resa in funzione del livello surdimensionamento), la potenza termica di progetto effettivamente necessaria e quindi, fissato il nuovo valore del salto termico, la portata della pompa. 2. dal rilievo, almeno per le parti in vista, delle reti si potrà stimare la relativa prevalenza. Fortunatamente, come illustra l’esempio di Figura 13, le moderne pompe a portata variabile direttamente accoppiate a motori con inverter incorporato, presentano curve sufficientemente piatte che non richiedono pertanto forti variazioni della velocità di rotazione al variare della portata del circuito, per cui anche se la regolazione della pressione differenziale è impostata con controllo delle pressione di tipo proporzionale come indicato in Figura 12, il funzionamento della pompa rientra sempre comodamente nel campo di lavoro della pompa stessa (area grigia di Figura 11). Per valutare i benefici indotti dall’installazione dei sistemi di termoregolazione ambiente per ambiente sugli impianti esistenti è necessario stimare la differenza fra i valori dei rendimenti di regolazione valutati prima e dopo l’intervento, vale a dire senza e con l’installazione delle valvole termostatiche. Per fare ciò occorre attenersi alle indicazioni date dal prospetto 20 della norma UNI/TS 11300-2, in base alla quale i suddetti valori sono così calcolabili: 1. rendimento di regolazione dopo l’intervento (regolazione climatica + termoregolazione ambiente) che è pari a circa 0,98; 2. rendimento di regolazione prima dell’intervento (sola regolazione climatica) che è dato dalla relazione: ηrg = 1 - (0,6 · ηu · Υ) Il valore di ηrg senza valvole termostatiche dipende quindi molto dalle caratteristiche dell’edificio e deve pertanto essere di volta in volta calcolato. Resta comunque il fatto che i risparmi energetici conseguenti a questo specifico intervento sono comunque sempre molto elevati, con ordini di grandezza del 10 e 20%.

Migliorare il rendimento di distribuzione ηd

Il rendimento di distribuzione tiene conto delle perdite di energia termica della rete di distribuzione verso l’esterno e, quindi, non recuperabili. Esso si esprime come rapporto fra il fabbisogno energetico utile effettivo richiesto da ciascuna zona Qhr (che tiene conto delle perdite per emissione e regolazione) e quella immessa nella rete stessa dal sistema di produzione Qut: ηd = Qhr ⁄ Qut Esso dipende quindi dall’isolamento termico della rete di distribuzione che, negli edifici oggetto della presente trattazione, è in molti casi scarso o nullo. I vecchi impianti, realizzati in epoche in cui il costo dell’energia era trascurabile, non venivano di norma coibentati e l’intervento di riqualificazione impiantistica

#12

Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori

423

T T

Figura 13 – ESEMPI DI VARIAZIONI DEL RENDIMENTO DI COMBUSTIONE PER DIVERSE TIPOLOGIE DI CALDAIE. Da A: Caldaie a condensazione 40/30°C; B Caldaie a condensazione 75/60°C; C: Caldaie a bassa temperatura (senza limite inferiore di temperatura); D: Caldaie anno di costruzione 1987 (limite inferiore di temperatura 40°C); E: Caldaie anno di costruzione costruzione 1975 (temperatura acqua calda costante 75°C). Fonte: Viessmann

Figura 14 – RIDUZIONE DELLA TEMPERATURA DI RITORNO in caldaia mediante circuito di spillamento che alimenta un bollitore di preriscaldo ACS

Figura16 – Riduzione temperaturavalidi di ritorno caldaia circuito diposto spillamento alimenta spillamento sullacherete di ri-un contenenti valoridella precalcolati perin le ti- mediante bollitore di preriscaldo ACS

torno si alimenta un bollitore di pologie più comuni di generatori di calore; preriscaldo dell’ACS. 2. approccio più rigoroso mediante metodi di CONCLUSIONI calcolo analitici. Gli obblighi imposti da alcune Regioni italiane di installare sistemi di termoregolaUtilizzando il primo metodo, tanto per avere CONCLUSIONI zione e contabilizzazione negli edifici condominiali più vetusti ed energivori devono esun ordine di riqualificare, tale guadagno, si rica- un intervento Le azioni più importantistraordidi risere presidiagrandezza pretesto per mediante di manutenzione naria, l’intero impianto. vano i seguenti valori: qualificazione energetica che doFra le azioni più importanti chestagionale occorre porre invrebbero essere viessere sono leattuate seguenti: 1. rendimento di produzione medio negli edifi1. installazione di valvole termostatiche a due vie sui corpi scaldanti; di un2.vecchio generatore di calore a 2 stelle ci condominiali sono: installazione bilanciamento e coibentazione, ove possibile, delle reti; antecedente il 1996 delle con bruciatore ad aria sof- condipompe valvolea portata termostatiche a due vie 3. sostituzione elettropompe esistenti variabile riprogettate per portata e aumentare il ǻt; sui corpi scaldanti; bilanciamento e fiata: valore pariridurre a circa la 0,82-0,84; 4. impostazione di una medio nuova stagionale logica di regolazione della temperatura di mandata 2. rendimento di produzione coibentazione delle reti; sostituziodovrà quindi cercare di intervenire con un lavoro dell’acqua ai radiatori volta a tenere elevato, specie ai carichi alti, il ǻt del fluidi un moderno generatore a condensazione a ne delle elettropompe esistenti con di rinforzo della coibentazione termica delle reti, do termovettore; 4 stelle con bruciatore valore pari con pompe a portata variabile; impostaove possibile (scantinati e/o sottotetti). Essendo 5. installazione di modulante: caldaie a condensazione, opportune circuitazioni idroniche a circa ilfinalizzate 0,98-1,00. a ridurre quanto più possibile la temperatura zione di unadi nuova logica di regolaquesta, però, una minima parte del percorso delritorno in caldaia. I risparmi conseguenti interventi proposti si valutano di come variaIn base a tali datienergetici il risparmio energeticoagli conzione della temperatura mandata le tubazioni è presumibile che si ottengano liezione deiall’installazione rendimenti caratteristici i criteri della norma UNI/TS seguente di caldaiedell’impianto a condensa- utilizzando dell’acqua ai radiatori; installazione vi miglioramenti di questo parametro, che conti11300-2 (UNI, 2008a). zione in sostituzione di vecchi generatori di calodi caldaie a condensazione, con opnuerà inevitabilmente a presentare valori molto Valori indicativi di tali variazioni sono sintetizzati nella Tabella VII . re tradizionali risulta pari a circa il 20%. portune circuitazioni idroniche. bassi (0,88-0,92). Le prestazioni della caldaia a condensazione In base ai valori delle variazioni potranno ulteriormente migliorare se si avrà l’acdei rendimenti dell’impianto (cfr. Migliorare il rendimento cortezza di alimentare in cascata, ove possibile, le Tabella VII), nel rispetto dei criteri di generazione ηgn utenze che possono lavorare a livelli termici più della norma UNI/TS11300-2, è posL’intervento di miglioramento del sistema di bassi, in modo da aumentare quanto più possibisibile ottenere un risparmio enerproduzione più significativo è rappresentato dalle il salto termico e abbassare di conseguenza la getico che va da un minimo del la sostituzione del generatore di calore esistente temperatura ingresso nelPagina generatore. 20% fino a oltre il 50%. con un generatore di calore a condensazione.33_BO_INVITO n 399-.qxd di 08/09/11 17:04 424 Un esempio in tal senso è illustrato nelLa Figura 13 illustra a titolo esemplificativo i la Figura 14, dove mediante un circuito a valori del rendimento termico di generazione di * Matteo Bo , Prodim srl, Torino varie tipologie di generatori al variare del carico termico. In essa è evidente la duplice natura dei 424 Innovazione delle tecniche tradizionali nel retrofit degli edifici: miglioramenti che le caldaie a condensazione la riqualificazione dei vecchi impianti di riscaldamento a radiatori consentono di ottenere: 1. incremento del valore assoluto; Tabella VII – Ordini di grandezza delle variazioni dei rendimenti prima e dopo gli 2. miglioramento del del rendimento di produprima e dopo gli interventi di retrofit interventi di retrofit zione, che cresce al variare del carico. PRIMA DOPO Anche in questo caso il guadagno, in termini DELL’INTERVENTO L’INTERVENTO RENDIMENTI di rendimento di produzione medio stagionale min max min max Rendimento di emissione 0,88 0,88 0,88 0,88 fra nuovo e vecchio generatore, si potrà calcoRendimento di regolazione 0,80 0,90 0,97 0,98 lare facendo ricorso alle indicazioni della norRendimento di distribuzione 0,88 0,92 0,88 0,92 ma UNI TS 11300-2 che prevede due possibili Rendimento di generazione 0,82 0,84 0,98 1,00 approcci: Rendimento complessivo 0,51 0,61 0,74 0,79 1. approccio semplificato mediante prospetti tabella VII

ORDINI DI GRANDEZZA DELLE VARIAZIONI DEI RENDIMENTI

#12

In base a tali valori il risparmio energetico conseguente agli interventi di retrofit descritti nella presente memoria può variare da un minimo del 20 % fino a oltre il 50%. BIBLIOGRAFIA

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Pompa di calore

Caldaia a e condensazione

a confronto

n maniera analoga a quanto è accaduto per la caldaia a condensazione, presente sul mercato da più di vent’anni ma per la quale l’interesse si è risvegliato soltanto in tempi recenti perché stimolato dagli incentivi fiscali per le riqualificazioni energetiche, anche per la pompa di calore stiamo assistendo ad una crescita di interesse sempre maggiore. La conoscenza del termine “pompa di calore”, così come del suo principio di funzionamento, si sta infatti diffondendo rapidamente anche tra i non specialisti in materia impiantistica, tra cui gli architetti che si occupano di edilizia, ma anche i costruttori e gli agenti immobiliari. Le ragioni che sottendono a questa rapida quanto inaspettata diffusione possono ascriversi, come per il caso della caldaia a condensazione, agli incentivi fiscali per le riqualificazioni energetiche, ma non solo. Infatti, oltre a questo, vi è

#12

la maggior attenzione nei confronti delle scelte impiantistiche negli aspetti energetico-ambientali e una aumentata sensibilità degli utenti

Analisi proposta

nei confronti dei costi di esercizio per il servizio di riscaldamento e climatizzazione.

• Alternativa progettuale per le nuove realizzazioni • Possibilità di sostituzione di caldaia con pdc negli edifici esistenti: corpi scaldanti e temperature • Confronto energertico-economico tra caldaia a condensazione e pompa di calore elettrica ad aria • Importante l’aspetto tariffario

Le caratteristiche termiche delle superfici tengono conto della diversa zona climatica nella quale gli edifici sono posti, pertanto i modelli di edificio risultano quattro. La simulazione dell’edificio è stata condotta ponendo il set point di temperatura a 20 °C in riscaldamento e a 26 °C in raffrescamento; l’umidità relativa in regime di raf1 – FABBISOGNI RISCALDAMENTO E frescamento èFigura stata posta pari al 50%. I DI carichi endogeni sono costituiti dagli occupanti e dagli usi cucina (sensibili e latenti),PER dall’illuminazione e dalle apparecchiature RAFFRESCAMENTO I CASI CONSIDERATI. Indicando conelettriL’analisi che viene proposta in questo lavoro ha come obiettivo quello di vache/elettroniche (sensibili). Ciascuno dei carichi endogeni unaQcsua precisa programQh il fabbisogno di riscaldamento (netto) ehacon il fabbisogno lutare le possibilità applicative della pompa di calore elettrica per il mazione riscalda- temporale. I risultati della simulazione riportanolail deumidificazione), fabbisogno dell’edificio in per il condizionamento estivo (compresa condizioni verosimili, noni risultati sono direttamente con i fabbisogni i possiamopertanto giudicare del calcoloconfrontabili dei carichi nel mento centralizzato, confrontandola con le soluzioni tradizionali costituite condizioni di riferimento. Le otto unità immobiliari che compongono il condominio tipo diagramma. È possibile apprezzare come l’andamento dei dai generatori di calore a combustione. Per fare questo è importante identiseguono la stessa logica di regolazione, e i carichimeteo-climatiche interni seguono lasegua medesima procarichi in funzione delle condizioni ficare un’utenza modello, che costituisca la base per tutti i calcoli chegrammazione verrantemporale. Indicando con QhIl fabbisogno il fabbisognodi diriscaldamento riscaldamento (netto) e con un andamento verosimile. è no successivamente effettuati. L’utenza tipo considerata è un condominio Qc il fabbisogno per il condizionamento estivo (compresa la deumidificazione), fortemente influenzato dalla temperatura esterna, mentre il possiamonetta apprezzare i risultati del calcolo dei carichi nel diagramma figura 1. “ideale”, su 2 piani con 4 unità per piano con una superficie riscaldata fabbisogno per raffrescamento lo è meno; perinquest’ultimo la è di 100 m²/unità. La geometria è molto semplice e la pianta dell’edificio è componente relativa alla deumidificazione è quella dominante quadrata; non si ritiene utile ai fini del presente lavoro fornire il dettaglio geometrico della costruzione, in quanto l’edificio costituisce la base dell’analisi e non l’obiettivo della stessa. Sono stati realizzati due modelli, uno per un edificio di nuova costruzione e uno per un edificio esistente, geometricamente identici, costruiti in ambiente TRNSYS (AA.VV., 1997) con la type 56, e si è scelto di individuare le caratteristiche termo igrometriche delle strutture in modo da soddisfare i requisiti minimi imposti: • dalla Legge 192/05 e s.m.i. (a gennaio 2010), ipotizzando un edificio di nuova costruzione, indicato con “new”; • dalla Legge 10/91 per un edificio esistente, indicato con “old”. L’analisi verrà sviluppata per due zone climatiche diverse, secondo i dati me10-busato 231-242.qxd 12/10/10 12:48 Pagina 234 teo del Test Reference Year (AA.VV., 1985) per le località di: • Venezia, indicata con VEN; Figura 1 –2Fabbisogni di riscaldamento e raffrescamento per i casi considerati. Figura – POTENZE RICHIESTE IN RISCALDAMENTO E • Trapani, indicata con TRI. RAFFRESCAMENTO. Dal confronto tra le potenze di picco E’ possibile apprezzare come l’andamento dei carichi in funzione delle condizioni Le caratteristiche termiche delle superfici tengono conto della diversa zona richieste per il riscaldamento e il condizionamento estivo, meteo-climatiche segua un andamento verosimile. Il fabbisogno di riscaldamento è forLa pompa di calore elettrica soluzioneinfluisca per il riscaldamento centralizzato: climatica nella quale gli edifici sono posti, pertanto i modelli di edificio234 risi può apprezzare come come la località sulla potenza temente influenzato dalla aspetti temperatura esterna, mentre il fabbisogno tariffari, valutazioni energetiche ed economicheper raffrescamento di picco meno di quanto influisca sul fabbisogno. Infatti sultano quattro. La simulazione dell’edificio è stata condotta ponendo il per lo è meno; quest’ultimo la componente relativa alla deumidificazione è quella domiil picco è determinato dalla potenza di progetto mentre set point di temperatura a 20°C in riscaldamento e a 26°C in raffrescamennante. il fabbisogno dallaledistribuzione di temperatura Interessante è confrontare potenze di picco richieste per il riscaldamento e il to, mentre l’umidità relativa in regime di raffrescamento è stata posta pari condizionamento estivo, riportate nel grafico in figura 2. Si può apprezzare come la locaal 50%. I carichi endogeni sono costituiti dagli occupanti e dagli usi cucina lità influisca sulla potenza di picco meno di quanto influisca sul fabbisogno. Infatti il (sensibili e latenti), dall’illuminazione e dalle apparecchiature elettriche/ picco è determinato dalla potenza di progetto mentre il fabbisogno dalla distribuzione di elettroniche (sensibili). Ciascuno dei carichi endogeni ha una suatemperatura. precisa programmazione temporale. I risultati della simulazione riportano il fabbisogno dell’edificio in condizioni verosimili, pertanto non sono direttamente confrontabili con i fabbisogni in condizioni di riferimento. Le otto unità immobiliari che compongono il condominio tipo seguono la stessa logica di regolazione e i carichi interni hanno la medesima programmazione temporale. Con i dati ottenuti è stata costituita la base dell’analisi.

Basi per l’analisi

Figura 2 - Potenze richieste in riscaldamento e raffrescamento.

Questo interesse per la pompa di calore eletCon i dati ottenuti è stata costituita la base dell’analisi. Central heating: comparison between trica ad aria porta a chiedersi quali siano le reali heat pump and condensing boiler possibilità di utilizzo per il riscaldamento autoAs it happened for the condensing boiler, heat pump is also currently subject to increasing interest and diffusing nomo e centralizzato. Se da un lato l’installaziorapidly among non-specialists in plant engineering, for example among the architects involved in building, build3. ANALISI ENERGETICA ne di una pompa di calore elettrica sembra coners and realtors. risparmidal di energia ed alcuneed ecoAmong the reasons there are tax incentives for energy redevelopment projects, but especially the greater L’analisi ha attention come obiettivo sentire quello dei di valutare punto diprimaria vista energetico semplificazioni edilizie e impiantistiche (es. la (ed epossibilità di applicazione della pompa di calore per il riscaldamento to the choices in plant and environmental aspects of energy and increased usernomico awarenesslatowards the running ventualmente raffrescamento centralizzato). costs for heating and air conditioning service. possibilità di eliminare la canna fumaria), dall’alUnforaspetto fondamentale intro questa valutazione è quello di determinare This interest in the electric heat pump air begs the question what the real possibilities of use heating and centralpresenta dei vincoli di installazione legatiin allamaniera accurata il COP delle and macchine nelle diverse stagioni. Per fare ciò è stato utilizzato un ized are. While installing an electric heat pump seems to allow the primary energy savings and some building tipologia di impianto (temperatura di mandata) foglio di calcolo nel quale plant simplifications, however, it introduces constraints related to the type of system installation and production of è implementata la procedura descritta nelle norma EN 15316e alla produzione di acqua sanitaria; a questi va 4-2 (EN 15416-4-2:2008). domestic hot water; to these is added the phase opposition effect of its performance with respect to the heat de- Di tale procedura che in parte è stata adottata, seppur con base mensile, nel prUNI/TS 11300-4, evidenziano i seguenti puntieffetto chiave:di oppopoisi ad aggiungersi il ben noto mand of the building to the outside temperature. forniti dai costruttori i valoridi difase COPdelle standardsue prestazioni rispettonelle alla condiThen, choosing the type of system presents broad possibilities when it comes to new buildings,• whileVengono it is seen as autilizzati sizione di the test, secondo la EN 14511; constraint in case of restructuring. It is so necessary to treat separately the two cases. Once you havezioni evaluated richiesta termica dell’edificio, in funzione della • economic Tali analysis valori vengono corretti in funzione della temperatura della sorgente e possibility of installation and performance in terms of primary energy needs, you need to run an temperatura esterna. del pozzo differiscono dai valori di test; based on the price of gas and electricity regulations. The tariff issues, as will be seen, play a key role in identifyingquando essi La scelta della della tipologia impiantistica pre- nel • Si utilizzano i bin della temperatura sorgente aria (determinati the most convenient alternative. senta ampi(AA.VV., margini di1985). manovra quando si tratnostro caso a partire dai TRY Con il metodo descritto nella norma è possibile calcolare per i casi oggetto ta di nuovi edifici, mentre costituisce un vin-di queKeywords: central heating, condensing boiler, heat pump sta analisi, le prestazioni stagionali del sistema a pompa di calore o sistema ad espansiocolo molto rigido nel caso degli interventi di ne diretta, tenendo conto del funzionamento a carico parziale. E’ necessario tuttavia, nel momento in cui si vogliano confrontare caldaie e pompe di calore ad aria, specificare le condizioni al contorno per i diversi casi: 31 # • Per l’edificio “old” si assume di trattare un impianto di climatizzazione a fancoil, alimentato alla temperatura di 50 °C nelle condizioni nominali;

Calcolo!dei!rendimenti – COP!medio!stagionale!(Uni!EN!15316"4"2) –RENDIMENTI, Raffrescamento!attraverso!split!o!pdc ! COP, EER invertibile DEI SISTEMI CONSIDERATI

ristrutturazione; pertanto è necessario trattare in maniera distinta i due casi. Una volta valutate attentamente le possibilità di installazione e le prestazioni in termini di fabbisogno di energia primaria, è necessario eseguire un’analisi economica dettagliata sulla base delle tariffe del gas e dell’energia elettrica vigenti. Gli aspetti tariffari, come si vedrà, sono tutt’altro che trascurabili e ricoprono un ruolo chiave nell’individuare l’alternativa più conveniente.

VEN VEN TRI TRI new old new old rendimento!di!distribuzione,!emissione,! regolazione rendimento!caldaia COP!pdc!aria EER!pdc!invertibile EER!split

Analisi energetica

0.9

0.85

0.9

0.85

1.0 3.56 3.39 3.9

0.95 1.0 0.95 2.56 4.15 2.89 3.39 3.26 3.26 3.9 3.4 3.4

TABELLA I

L’analisi ha come obiettivo quello di valuta• Filippo!Busato!–!DTG!Università!di!Padova re dal punto di vista energetico ed economi• Renato!Lazzarin!–!DTG!Università!di!Padova co la possibilità di applicazione della pompa di La tabella riporta in maniera sintetica i principali parametri per la determinazione del rendimento calore per il riscaldamento (ed eventualmendell’impianto e le valutazioni energetiche; l’efficienza media del parco termoelettrico italiano è pari 10-busato 231-242.qxd 12/10/10 12:48 Pagina 236 te raffrescamento centralizzato). Un aspetto a 0,45 (delibera EEN 3/08 dell’AEEG). Si noti in particolare come il rendimento di caldaia sia più basso fondamentale in questa valutazione è quello per i sistemi a fancoil che per i sistemi a pavimento radiante (i valori, scelti nel caso di riscaldamento, di determinare in maniera accurata il COP delsi ipotizzano validi anche per raffrescamento estivo). Il COP della pompa di calore ad aria è fortemente le macchine nelle diverse stagioni. Per fare ciò influenzato dalla temperatura della236 sorgente, mentre per il condizionamento estivo i chiller risento10-busato 231-242.qxd 12/10/10 12:48 Pagina 236 La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: è stato utilizzato un foglio di calcolo nel quano di una penalizzazione rispetto agli split, in virtù del salto termico tra il fluido frigorigeno e il fluido aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed economiche le è implementata la procedura descritta nelle termovettore, che nelle macchine ad espansione diretta è assente La!pompa!di!calore!elettrica!come!soluzione!per!il!riscaldamento!centralizzato norma EN 153164-2 (EN 15416-4-2:2008). Di tale E’ possibile, considerando l’efficienza elettrica del sistema nazionale e un potere procedura che in parte è stata adottata, seppur 236 La pompa del di calore il riscaldamento calcolare i consumi di calorifico superiore gas elettrica naturalecome PCIsoluzione pari a per 9.59 kWh/Sm3, centralizzato: aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed energia primaria, che vengono illustrati in Tabella III. economiche

Fabbisogno!energia!primaria

60 40

63 64

55 58 41 43

34 36

20 -

• •

82 84

VEN_new

VEN_old

23 24

TRI_new

Località_ediﬁcio

43 46

TRI_old

Figura 3 – RAPPRESENTAZIONE GRAFICA DEL FABBISOGNO DI ENERGIA PRIMARIA. La valutazione grafica dei consumi evidenzia il problema del retrofit. La sostituzione di una caldaia a condensazione con una pompa di calore non risulta vantaggiosa in termini di energia primaria per edifici “old”, soprattutto se in zona climatica relativamente fredda. Si ricorda che, a meno del rendimento di distribuzioneemissione-regolazione, il confronto in regime di riscaldamento (quello che pesa di più in termini energetici nel settore residenziale) può essere ridotto al confronto tra rendimento di generazione e il prodotto tra COP e rendimento di conversione del sistema elettrico nazionale. Come è possibile calcolare dalla Tabella I, il rapporto tra il rendimento della caldaia e il COP della pdc in riscaldamento risulta nel caso “VEN_old” superiore al rendimento di conversione del sistema elettrico nazionale. Nei tre casi rimanenti è apprezzabile il risparmio di energia primaria consentito dalle soluzioni che adottano la pompa di calore; in particolare il risparmio percentuale più significativo si ottiene per l’edificio “VEN_new”

Filippo!Busato!–!DTG!Università!di!Padova Renato!Lazzarin!–!DTG!Università!di!Padova

#12

TABELLA II

Caldaia + split Caldaia + chiller Pdc aria + split Pdc aria invertibile

98 100

100

CONSUMI CALCOLATI Tabella II - Consumi calcolati per le soluzioni considerate. PER SOLUZIONI CONSIDERATE E’LE possibile, considerando l’efficienza elettrica del sistema nazionale e un potere

calorifico superiore del gas naturale PCI pari a 9.59 kWh/Sm3, calcolare i consumi di VEN VEN TRI TRI UDM energia primaria, che vengono illustrati in Tabella III. new old new old Riscaldamento Tabella II - Consumi calcolati per le soluzioni considerate. Caldaia Sm3 5,944 9,579 2,539 4,677 Pdc aria kWh 22,347 43,238 7,797 19,026 VEN VEN TRI TRI UDM Raffrescamento new old new old Riscaldamento Split kWh 2,685 2,961 4,465 4,803 Caldaiaaria Sm3 Chiller kWh 5,944 9,579 2,539 4,677 3,432 4,007 5,174 5,894 Pdc kWh Cicloaria annuale 22,347 43,238 7,797 19,026 Raffrescamento Pdc aria invertibile kWh 25,779 47,246 12,971 24,920 Split kWh 2,961 4,465 4,803 Consumi di gas ed energia elettrica di2,685 ciascuna soluzione considerata Chiller aria kWh 3,432 4,007 5,174 5,894 Tabella III - Fabbisogno di energia primaria per le soluzioni considerate (kWh). Ciclo annuale Pdc aria invertibile kWh 25,779 47,246 12,971 24,920 VEN VEN TRI TRI new old new old Riscaldamento Tabella III - Fabbisogno di energia primaria per le soluzioni considerate (kWh). [KWh]44,662 Caldaia 56,762 91,483 24,249 Pdc aria 49,661 96,085 17,327 42,281 VEN VEN TRI TRI Raffrescamento new old new old Riscaldamento Split 5,966 6,579 9,922 10,674 Caldaiaaria Chiller 56,762 91,483 24,249 44,662 7,627 8,905 11,498 13,097 Pdc aria Climatizzazione annuale 49,661 96,085 17,327 42,281 Raffrescamento Caldaia + split 62,729 98,062 34,171 55,336 Split + chiller Caldaia 5,966 6,579 9,922 10,674 64,389 100,388 35,747 57,759 Chiller Pdc ariaaria + split 7,627 8,905 11,498 13,097 55,627 102,664 27,249 52,955 Climatizzazione annuale Pdc aria invertibile 57,288 104,990 28,825 55,378 Caldaia + split 62,729 98,062 34,171 55,336 Caldaia + chiller 64,389 100,388 35,747 57,759 Per una comprensione più agevole dei risultati è possibile consultare il grafico di Pdc aria + split 55,627 102,664 27,249 52,955 Figura 3. Pdc aria invertibile 57,288 104,990 28,825 55,378 E’ molto interessante la valutazione grafica dei consumi, poiché evidenzia il problema del l’efficienza retrofit; laelettrica sostituzione di una caldaiae auncondensazione una pompa di caloConsiderando del sistema nazionale potere calorifico con superiore del gas nare non risulta vantaggiosa in termini di energia primaria per edifici “old”, soprattutto se turale PCIPer pari a 9,59comprensione kWh/Sm³, è possibile calcolaredei i consumi di energia primariaconsultare il grafico di una piùfredda. agevole risultati è possibile in zona climatica relativamente Figura 3. E’ molto interessante la valutazione grafica dei consumi, poiché evidenzia il problema del retrofit; la sostituzione di una caldaia a condensazione con una pompa di calore non risulta vantaggiosa in termini di energia primaria per edifici “old”, soprattutto se in zona climatica relativamente fredda.

FABBISOGNO DI ENERGIA PRIMARIA PER LE SOLUZIONI CONSIDERATE

TABELLA III

Fabbisogno di energia primaria (MWh)

120

10-busato 231-242.qxd 12/10/10 12:48 Pagina 238

238

La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed economiche

Tabella IV - Struttura della tariffa D2TARIFFA e D3. STRUTTURA DELLA D2 E D3 Tariffa per utenza domestica in bassa tensione

TABELLA IV

a) Componenti della tariffa base Quota fissa

€/cliente anno

Corrispettivo di potenza impegnata (1)

€/kW/anno

Prezzo dell'energia (2) - I prezzi vengono applicati secondo i seguenti scaglioni di consumo annuo: Per la parte di consumo fino a 1800 kWh Per la parte di consumo da 1801 kWh fino a 2640 kWh

€/kWh

0.09362

0.10937

€/kWh

0.13542

0.12837

Per la parte di consumo da 2641 kWh fino a 4440 kWh

€/kWh

0.18017

0.16627

Per la parte di consumo oltre 4440 kWh

€/kWh

0.22787

0.20667

b) Componenti A e UC e MCT (a netto della UC6) €/kW/anno (*)

per consumi annui12:48 fino a 1800 kWh 10-busato 231-242.qxd 12/10/10 Pagina 239 per consumi annui da 1801 a 2640 kWh per consumi annui oltre 2640 kWh

€/kWh (**)

0.01278

0.0259

€/kWh (**)

0.01836

0.0259

€/kWh (**)

0.0259

Come si apprezzare dal quadro, volendo un rapidocentralizzato: calcolo, un’abitazione La può pompa di calore elettrica come soluzione per fare il riscaldamento 239 energetiche economiche con un consumo medioaspetti per itariffari, servizivalutazioni di forza motrice ededilluminazione tra i 2200 e i 2700 kWh (utenze domestiche senza condizionatore o pdc), vede una tariffa di consumo pari a circa 0.13 €/kWh. Qualora tale abitazione, di ad esempio 100 m2, avesse un fabbisogno 2 Tabella V - Struttura tariffe BTAx altri usi (> 6 kW). anno), ciòper significherebbe un consumo aggiuntivo di di riscaldamento di 100 delle kWh/(m [> 6 Kw]a costare circa 0.2 € (kWh), il 50% rispetto ai con3-4000 kWh elettrici, che verrebbero sumi per(6i servizi. BTA4 kW < x < 10 kW) - tariffa per usi diversi in bassa tensione Naturalmente questo lascia intuire come, in situazioni in ciascuna cui l’uso Per i clienti finali non dotati di misuratori atti a rilevare l' energia elettrica per delledella fasce pompa di orarie F1, F2, F3 potrebbe garantire dei sostanziali risparmi energetici ed economici (abicalore elettrica a) Componenti fissa usoCorrispettivo di Prezzo unico dell'energia €/kWh tazioni di tipodella “new”),Quota lo stesso sia fortemente scoraggiato in termini(2) economici. Intariffa base €/cliente potenza impegnata 3 (base dell’analisi) risulta un costo del kWh fatti con un costo delanno gas pari a 0.7 €/Sm €/kW/anno (1) termico generato combustione pari 30 a 7.3 c€/kWh, mentre il costo del kWh oltre 6 fino a 10 kW in sistemi a 69 0.10251 termico generato attraverso la pdc elettrica può variare in una forbice che va da 5.5 a 13 €/kWh, in dipendenza del COP e dell’entità dei consumi. Per i clienti finali dotati di misuratori atti a rilevare l' energia L’assetto tariffario illustrato in vigore; tuttavia dalle prime settimane di elettrica per ciascuna delle fasce orarie F1, èF2,tuttora F3 maggio 2010 della Enel distribuzione introdotto diuna nuova per a) Componenti Quota fissa haCorrispettivo F1 (3)possibilità F2 (3)(non retroattiva) F3 (3) base €/cliente potenza impegnata €/kWh da quelli €/kWhdomestici, €/kWhdenomilatariffa contabilizzazione dell’energia elettrica degli usi diversi annodi installare €/kW/anno (1) nata “Altri usi”; si tratta un secondo contatore, regolato dalla tariffa BTA3, oltre 6 fino a 10 kW 69 30 0.11206 0.09492 0.07451 che implica il pagamento di un secondo canone e di un secondo corrispettivo di potenza, ma il prezzo unico per l’energia è fissato in 10.25 c€/kWh (è disponibile anche l’opzione BTA5 (10 kW < x < per 15 kW) tariffaF1, perF2usi diversi in bassa tensione con contabilizzazione fasce- orarie e F3).

STRUTTURA DELLE TARIFFE BTAX PER ALTRI USI

Per i clienti finali non dotati di misuratori atti a rilevare l' energia elettrica per ciascuna delle fasce orarie F1, F2, F3 a) Componenti della Quota fissa Corrispettivo di Prezzo unico dell'energia (2) €/kWh tariffa base €/cliente potenza impegnata anno €/kW/ anno (1) oltre 10 fino a 15 kW 69 30 0.10251 Per i clienti finali dotati di misuratori atti a rilevare l'energia elettrica per ciascuna delle fasce orarie F1, F2, F3 a) Componenti della Quota fissa Corrispettivo di tariffa base €/cliente potenza impegnata anno €/kW/anno (1) oltre 10 fino a 15 kW 69 30

F1 (3) €/kWh 0.11206

F2 (3) €/kWh 0.09492

F3 (3) €/kWh 0.07451

BTA6 (> 16.5 kW) - tariffa per usi diversi in bassa tensione

TABELLA V

Per i clienti finali non dotati di misuratori atti a rilevare l'energia elettrica per ciascuna delle fasce orarie F1, F2, F3 a) Componenti della Quota fissa Corrispettivo di Prezzo unico dell'energia (2) €/kWh tariffa base €/cliente potenza impegnata anno €/kW/ anno (1) oltre 16,5 kW 69 29 0.10245 Per i clienti finali dotati di misuratori atti a rilevare l'energia elettrica per ciascuna delle fasce orarie F1, F2, F3 a) Componenti della Quota fissa Corrispettivo di tariffa base €/cliente potenza impegnata anno €//kW/ anno (1) oltre 16,5 kW 69 29

F1 (3) €//kWh 0.1151

F2 (3) €//kWh 0.09609

F3 (3) €//kWh 0.07496

con base mensile, nel prUNI/TS 11300-4, si evidenziano i seguenti punti chiave: vengono utilizzati i valori di COPstandard forniti dai costruttori nelle condizioni di test, secondo la EN 14511; tali valori vengono corretti in funzione della temperatura della sorgente e del pozzo quando essi differiscono dai valori di test; si utilizzano i bin della temperatura della sorgente aria (determinati nel nostro caso a partire dai TRY (AA.VV., 1985). Con il metodo descritto nella norma è possibile calcolare per i casi oggetto di questa analisi, le prestazioni stagionali del sistema a pompa di calore o sistema ad espansione diretta, tenendo conto del funzionamento a carico parziale. È necessario tuttavia, nel momento in cui si vogliano confrontare caldaie e pompe di calore ad aria, specificare le condizioni al contorno per i diversi casi. Per l’edificio “old” si assume di trattare un impianto di climatizzazione a fancoil, alimentato alla temperatura di 50°C nelle condizioni nominali, mentre per l’edificio “new” si assume di trattare un impianto di riscaldamento a pavimento con produzione di acqua a 35°C e un impianto di raffrescamento misto a pavimento radiante e deumidificatori a fancoil, il tutto alimentato ad acqua refrigerata a 7°C. Quindi si possono delineare le diverse soluzioni che saranno oggetto di valutazione energetica ed economica. Per il caso del solo riscaldamento ambientale: • Pompa di calore ad aria; • Caldaia a condensazione. Per il raffrescamento: • Chiller ad aria; • Sistema split ad espansione diretta. Per la climatizzazione annuale si giunge quindi a quattro combinazioni: • Caldaia e split; • Caldaia e chiller ad aria; • Pompa di calore ad aria e split; • Pompa di calore ad aria invertibile. In tutti i casi in cui la pompa di calore viene utilizzata per il riscaldamento ambientale, si suppone che essa sia dimensionata per il carico massimo in condizioni di progetto, evitando di considerare generatori di calore a combustione e/o resistenze elettriche ad integrazione.

Gli aspetti tariffari e l’analisi economica Come anticipato, gli aspetti tariffari, principalmente quelli relativi all’energia elettrica, rivestono un ruolo fondamentale nella valutazione economica delle alternative qui presentate. Si ritiene opportuno prendere in esame il sistema tariffario dell’energia elettrica, poiché i recenti sviluppi di questo hanno

#12

La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed economiche 10-busato 231-242.qxd 12/10/10 12:48 Pagina 241 240

Questa soluzione consente di riportare il prezzo “medio” del kWh per altri usi molto vicino al valore previsto per gli usi domestici, garantendo nuovi spazi per una valutazione economica positiva dell’installazione delle pompe di calore.

COSTI DI ESERCIZIO La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: Tabella VI - Costi di esercizio dellevalutazioni soluzioni esaminate. aspetti tariffari, energetiche ed economiche DELLE SOLUZIONI ESAMINATE

241

VEN VEN TRI TRI lizzazione del 3% e una vita utile (in favore di newdell’impianto old di 10 anni new oldsicurezza), è stato possibile determinare il VAN delle diverse soluzione, rappresentato in Figura 5. Riscaldamento

TABELLA VI

POMPA DI CALORE inverter aria/acqua reversibile

Caldaia Pdc aria Raffrescamento Split Chiller aria Ciclo annuale Caldaia + split Caldaia + chiller Pdc aria + split Pdc aria invertibile

6,705.56 5,960.40 1,353.60 1,233.60

1,777.41 1,530.00 1,699.20 1,405.20

3,273.64 2,814.00 1,776.00 1,453.20

5,456.59 5,350.99 3,846.00 3,938.40

8,059.16 7,939.16 6,325.20 6,426.00

3,476.61 3,182.61 2,025.60 2,131.20

5,049.64 4,726.84 3,414.00 3,507.60

condizionato in maniera non positiva l’atteggiamento dei privati nei confronti dell’ipotesi di riscaldamento alimentato a pompa di calore. Un cliente privato che richieda un contratto di fornitura di energia elettrica con una potenza installata superioPer quanto riguarda invece i casi in esame, la struttura contrattuale tipica del conre ai 3 kW (tipicamente necessario quando si instaldominio prevede una4 contabilizzazione dell’energia elettrica per usi domestici individuaFigura - Costi di esercizio delle soluzioni considerate. la uno split-system piuttosto che una pdc elettrica) le per ogni singolo appartamento, e l’installazione di un contatore per usi diversi da queldoveva passare da una tariffa D2 (< 3 kW) ad una tali domestici (“Altri usi”) dedicato alle utenze comuni, p.es. illuminazione scale, citofono, Tabella VII - Costi di installazione dellenelle soluzioni considerate. ascensore, eventuali pompe di sollevamento autorimesse interrate etc. riffa D3 (< 3 kW). Le due proposte tariffarie sono indiCome si può leggere facilmente nella tabella VI, il costo dell’energia elettrica è cate nella Tabella IV (tariffe aggiornate al 2011). sensibilmente più contenuto di VEN quello prospettato dalla tariffa D3 perTRI i consumi oltre i VEN TRI Come si può apprezzare dal quadro, volendo fare 4400 kWh, e allineato con quellonew della tariffa BTA3. old new old un rapido calcolo, un’abitazione con un consumo Sulla scorta di questo prospetto tariffario è possibile calcolare in maniera precisa il Riscaldamento medio per i servizi di forza motrice ed illuminaziocosto di esercizio delle soluzioni che prevedono l’impiego di macchine elettrica. Caldaia 6,500 5,500 6,000 depone 4,500a favore delCome era lecito attendersi la valutazione dei costi di esercizio ne tra i 2200 e i 2700 kWh (utenze domestiche senza Pdc aria 12,000 16,500 11,000 15,500 la pompa di calore elettrica, almeno per quanto riguarda il servizio di riscaldamento. condizionatore o pdc), vede una tariffa di consumo Raffrescamento Il grafico di Figura 4 illustra a livello visivo il confronto basato sui costi di esercipari a circa 0,13 €/kWh. Qualora tale abitazione, di zio.Split Se nella maggior parte dei casi6,500 l’andamento8,000 delle diverse soluzioni a confronto per 6,500 10,000 ad esempio 100 m², avesse un fabbisogno di riscallo Chiller stesso aria edificio ricalca l’andamento del fabbisogno di energia primaria, nel caso 13,500 11,500 14,500 damento di 100 kWh/(m² anno), ciò significherebbe “VEN_old” l’attuale struttura delle10,500 tariffe di energia elettrica e gas tende a privilegiare le Ciclo annuale soluzioni12/10/10 a maggior consumo energia primaria (cfr Figura 3). 10-busato 231-242.qxd 12:48 Paginadi 242 un consumo aggiuntivo di 3-4000 kWh elettrici, che Caldaia + split Passando a considerare i costi di installazione è stata 12,500 stilata la tabella VII che ripor13,000 13,500 14,500 12/10/10 12:48 aPagina 241 verrebbero costare circa 0,2 € (kWh), il 50% rispetto ta iCaldaia costi specifici per i casi “new” è stato17,500 considerato anche il costo di + chillerdelle alternative: 17,000 19,000 19,000 ai consumi per i servizi. Naturalmente questo lascia opere della centrale termica, per i casi “old” è stato considerato che Pdc di ariaadattamento + split 18,500 24,500 17,500 25,500 intuire come, in situazioni in cui l’uso della pompa l’installazione degli split risulta essere più dispendiosa. Considerando un tasso di attuaPdc aria invertibile 14,000 14,000 14,000 14,000 di calore elettrica potrebbe garantire dei sostanziali TABELLA VII

COSTI DELLE

231-242.qxd

4,160.59 3,516.00 1,296.00 1,190.40

242

risparmi energetici ed economici (abitazioni di tipo La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: “new”), lo stesso sia fortemente scoraggiato in aspettiuso tariffari, valutazioni energetiche ed economiche termini economici. Infatti con un costo del gas pari

DI INSTALLAZIONE SOLUZIONI CONSIDERATE

La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: aspetti tariffari, valutazioni energetiche ed economiche

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lizzazione del 3% e una vita utile dell’impianto di 10 anni (in favore di sicurezza), è stato possibile determinare il VAN delle diverse soluzione, rappresentato in Figura 5.

Figura 5 –Figura VAN5DELLE SOLUZIONI CONSIDERATE - VAN delle soluzioni considerate. CONCLUSIONI Figura 4 – COSTI DI ESERCIZIO DELLE SOLUZIONI CONSIDERATE. Il grafico illustra a livello visivo4 il- confronto basato sui costi di esercizio. Se nella maggior parte dei casi l’andamento L’applicazione delle pompe di calore per il riscaldamento centralizzato, sia in Figura Costi di esercizio delle soluzioni considerate. quando l’impianto lo consente, sia in edifici nuovi, è una soluzione molto prodelle diverse soluzioni a confronto per lo stesso edificio retrofit ricalca l’andamento del fabbisogno mettente dal punto di vista elettrica economicoe e quasi sempre anche dal punto di vista energetidi energia primaria, nel caso “VEN_old” l’attuale struttura delle tariffe di energia Una volta calcolati(cfr conFigura precisione Tabella VII gas - Costi di ainstallazione soluzionia considerate. tende privilegiaredelle le soluzioni maggior consumoco. di energia primaria 3) i COP stagionali attesi e la struttura tariffaria applicabile, sarà necessario approfondire con attenzione gli aspetti impiantistici per garanVEN VEN TRI TRI tire una soluzione soddisfacente dal punto di vista funzionale. new old new old Riscaldamento 34 # BIBLIOGRAFIA Caldaia 6,500 5,500 6,000 4,500 Pdc aria 12,000 16,500 11,000 15,500AA.VV., 1997, TRNSYS: A Transient System Simulation Program. Solar Energy.

a 0,7 €/Sm³ (base dell’analisi) risulta un costo del kWh termico generato in sistemi a combustione pari a 7,3 c€/kWh, mentre il costo del kWh termico generato attraverso la pdc elettrica può variare in una forbice che va da 5,5 a 13 €/kWh, in dipendenza del COP e dell’entità dei consumi. L’assetto tariffario illustrato è tuttora in vigore. Tuttavia, dalle prime settimane di maggio 2010, Enel distribuzione ha introdotto una nuova possibilità (non retroattiva) per la contabilizzazione dell’energia elettrica degli usi diversi da quelli domestici, denominata “Altri usi”; si tratta di installare un secondo contatore, regolato dalla tariffa BTA3, che implica il pagamento di un secondo canone e di un secondo corrispettivo di potenza, ma il prezzo unico per l’energia è fissato in 10,25 c€/ kWh (è disponibile anche l’opzione con contabilizzazione per fasce orarie F1, F2 e F3). Questa soluzione consente di riportare il prezzo “medio” del kWh per altri usi molto vicino al valore previsto per gli usi

domestici, garantendo nuovi spazi per una valutazione economica positiva dell’installazione delle pompe di calore.

Casi esaminati Per quanto riguarda invece i casi in esame, la struttura contrattuale tipica del condominio prevede una contabilizzazione dell’energia elettrica per usi domestici individuale per ogni singolo appartamento, e l’installazione di un contatore per usi diversi da quelli domestici (“Altri usi”) dedicato alle utenze comuni, p.es. illuminazione scale, citofono, ascensore, eventuali pompe di sollevamento nelle autorimesse interrate etc. Come si può leggere facilmente nella tabella VI, il costo dell’energia elettrica è sensibilmente più contenuto di quello prospettato dalla tariffa D3 per i consumi oltre i 4400 kWh, e allineato con quello della tariffa BTA3. Sulla scorta di questo prospetto tariffario è possibile calcolare in maniera precisa il costo di esercizio delle soluzioni che prevedono l’impiego di macchine elettriche. Come era lecito attendersi la valutazione dei costi di esercizio depone a favore della pompa di calore elettrica, almeno per quanto riguarda il servizio di riscaldamento

Conclusioni

quando l’impianto lo consente, sia in edifici nuovi, è una soluzione molto promettente dal punto di vista economico e quasi sempre anche dal punto di vista energetico. Una volta calcolati con precisione i COP stagionali attesi e la struttura tariffaria applicabile, sarà necessario approfondire con attenzione gli aspetti impiantistici per garantire una soluzione soddisfacente dal punto di vista funzionale. n * Filippo Busato e Renato Lazzarin, Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali – DTG Università di Padova

BIBLIOGRAFIA

• AA.VV., 1997, TRNSYS: A Transient System Simulation Program. Solar Energy. Madison. • AA.VV., 1985, TEST REFERENCE YEAR TRY, Data Sets for Computer Simulations of Solar Energy Systems and Energy Consumption in Buildings. Commission of the European Communities, Directorate General XII for Science, Research and Development. • EN 15316-4-2: 2008, Heating systems in buildings – Methods for calculation of system energy requirements and system efficiencies – Part 4-2: Space heating generation systems, heat pump systems

L’applicazione delle pompe di calore per il riscaldamento centralizzato, sia in retrofit

VITOCAL 300, pompa di calore aria-acqua Credit: Viessmann

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Sistemi di generazione

Pompe di calore

e impianti a radiatori

a riqualificazione energetica degli edifici esistenti richiede azioni sia sulla parte architettonica, sia su quella impiantistica. Se si interviene in edifici vuoti, nei quali spesso la destinazione d’uso è cambiata, i vincoli sono sempre superiori a quelli di un edificio nuovo, soprattutto se si tratta di costruzioni di una certa importanza storica, con presenze architettoniche di pregio. Tuttavia, una buona progettazione integrata riesce a superare quasi tutti gli ostacoli e a raggiungere abbastanza agevolmente gli obiettivi prefissati. Il patrimonio edilizio italiano, però, è fatto in maggior parte da edifici particolarmente energivori che difficilmente potranno essere svuotati per procedere ad una ristrutturazione completa. Infatti, se la riqualificazione nel settore del terziario o nel commerciale può avvenire liberando provvisoriamente l’edificio dai propri occupanti,

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così non può essere per i tanti caseggiati residenziali: è impensabile solamente immaginare che gli inquilini si trasferiscano per tutto il periodo del restauro altrove e si riapproprino della propria casa solamente a lavori ultimati. Lo è sia per problemi economici che organizzativi: si pensi solo ai disagi derivanti dal trasferimento di intere famiglie in altri quartieri della città. Pertanto, in futuro sempre di più bisognerà pensare di intervenire su impianti che mantengano inalterata nella sostanza la loro conformazione: se l’impianto nasce a radiatori, a radiatori probabilmente dovrà restare, e i generatori di calore dovranno adattarsi a questo panorama.

Le pompe di calore nella ristrutturazione energetica degli edifici Nel considerare i generatori di calore

utilizzabili nella ristrutturazione energetica degli edifici, bisogna ricordarsi che già da giugno di quest’anno entreranno in vigore i limiti previsti dal DLgs 28 del 3 marzo 2011 che prevede delle quote di produzione tramite energia proveniente da fonte rinnovabile. Gli unici generatori in grado di rispettare i dettami del DLgs sono le pompe di calore elettriche a compressione, le pompe di calore alimentate a gas, sia a compressione che ad assorbimento, e le caldaie a biomassa. Le caldaie a condensazione non sono in grado di produrre energia da fonte energetica rinnovabile, anche se il loro utilizzo è

consigliato in supporto o sostituzione alla pompa di calore, nei periodi in cui il COP di questa diventasse troppo basso per garantire prestazioni energetiche accettabili, in termini di consumi di energia primaria. Ragionano in questo modo sia la UNI 11300 parte 4 che la posizione di AICARR sul DLgs 28/11, che addirittura prevede una penalizzazione tutte le volte che un sistema di generazione del calore abbia un consumo di energia primaria superiore a quello di una caldaia a condensazione. Sottolineando che il lavoro prende in considerazione solo le pompe di calore elettriche a compressione e la loro eventuale integrazione con le caldaie a condensazione a metano, la prima cosa che ci si deve chiedere è se le temperature richieste da un vecchio impianto a radiatori siano o meno compatibili con le temperature di produzione di una pompa di calore.

Esigenze degli impianti a radiatori Partendo dal presupposto che l’evoluzione dei terminali d’impianto è oggetto di un altro articolo pubblicato in questo numero della rivista, cui si rimanda per

Figura 1 – TEMPERATURA IN INGRESSO ai radiatori in funzione della temperatura esterna approfondimento, in questa sede si vuole solo indicare, in via approssimata, quale debba essere la temperatura dell’acqua in ingresso in un radiatore (Figura 1) dimensionato alle condizioni di progetto con temperatura dell’acqua 70°C in ingresso e 60°C in uscita, nel caso la potenza termica rimanga invariata, perché non vengono fatti interventi sull’involucro, oppure sia ridotta del 25% o del 50% grazie all’aumento di isolamento termico e all’eventuale utilizzo di ventilazione meccanica controllata con recupero di calore. L’osservazione della Figura 1 è molto interessante, perché dimostra come una temperatura elevata, superiore ai 60°C, serve solamente quando la temperatura esterna è molto bassa, ovvero minore di 1,5°C, nel caso in cui non venga fatto nessun intervento sull’involucro, o minore di -4,5°C, se la riduzione del fabbisogno è solamente del 25% rispetto a quella iniziale (isolamento a cappotto esterno non particolarmente spinto). In questa ipotesi, la più probabile nel caso di

Heat pumps utilization in energy upgrading of radiator systems

The Energy requalification of existing buildings requires actions both on the architectural part andon th plant design. If requalification is taken on empty buildings, the constraints are always higher than those of a new building, especially when it comes to construction of some historical significance, with the presence of architectural merit. However, a good integrated design can overcome almost all obstacle. The Italian housing property, however, is made mostly from very energy-intensive buildings that are unlikely to be emptied to carry out a complete renovation. In fact, if the redevelopment in the service or business sector can be temporarily made by freeing the building from its occupants, it may not be made for the many residential blocks: it is unthinkable to imagine that tenants are obliged to move during the period of requalification. Therefore, we have to think, in the future of intervening in systems that maintain their shape unchanged: if the plant is born on radiators, it will probably remain on radiators, so heat generators will have to adapt. Heat pumps utilization in energy upgrading of radiator systems The Energy requalification of existing buildings requires actions both on the architectural part andon th plant design. If requalification is taken on empty buildings, the constraints are always higher than those of a new building, especially when it comes to construction of some historical significance, with the presence of architectural merit. However, a good integrated design can overcome almost all obstacle. The Italian housing property, however, is made mostly from very energy-intensive buildings that are unlikely to be emptied to carry out a complete renovation. In fact, if the redevelopment in the service or business sector can be temporarily made by freeing the building from its occupants, it may not be made for the many residential blocks: it is unthinkable to imagine that tenants are obliged to move during the period of requalification. Therefore, we have to think, in the future of intervening in systems that maintain their shape unchanged: if the plant is born on radiators, it will probably remain on radiators, so heat generators will have to adapt. Keywords: radiators, energy requalification, heat pumps

POMPA DI CALORE ARIA-ACQUA con modulo idronico e serbatoio di accumulo integrato CREDIT: Viessmann intervento di riqualificazione, la temperatura di ingresso dei radiatori scende a 50°C al di sopra dei 4°C, e a 45°C al di sopra di 8°C. Ovviamente, se l’intervento sull’involucro è molto spinto (50% di riduzione del fabbisogno), le temperature di ingresso si abbassano ulteriormente. Di conseguenza, nella riqualificazione energetica dei vecchi edifici è possibile utilizzare pompe di calore ad alta o media temperatura, perché la temperatura di 60°C viene superata solo nelle ore più fredde dell’anno. Tanto per dare dei numeri, a Milano solamente per il 35% del periodo di riscaldamento la temperatura dell’aria esterna è inferiore a 4°C, valore che scende al 30% a Bologna, al 13% a Firenze e addirittura al 6% a Roma.

Sistemi idronici ad espansione diretta e sistemi misti Una delle principali problematiche nella ristrutturazione degli edifici è quella di ricavare degli spazi necessari alla sostituzione – riqualificazione dell’impianto, possibilmente riducendo al massimo gli interventi sulla parte architettonica. Un’esigenza tanto più importante se si interviene in edifici abitati, come nel caso del residenziale. Uno dei vantaggi dei sistemi VRF ad espansione diretta a portata di refrigerante variabile è la riduzione dei diametri delle tubazioni dai generatori ai terminali, cosa particolarmente vantaggiosa nel caso in cui si debbano creare delle nuove dorsali di collegamento. Tuttavia, i sistemi VRF tradizionali non sono proponibili nella ristrutturazione parziale degli impianti negli edifici residenziali, perché la quasi totalità dei vecchi impianti di riscaldamento ha dei terminali di tipo idronico. Un sistema VRF potrebbe essere scelto

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Produzione di acqua calda ad alta temperatura nei sistemi VRF misti

Nei sistemi VRF misti è possibile produrre in inverno sia acqua calda a media temperatura, sia acqua calda ad alta temperatura. La produzione di acqua calda a media temperatura in inverno e refrigerata in estate avviene mediante scambiatori refrigerante-acqua posti in parallelo alle unità interne ad aria, così come mostrato in Figura 1. I moduli idronici potrebbero esistere da soli, senza che siano presenti le unità interne ad aria. Questa configurazione potrebbe essere interessante nel recupero energetico di impianti esistenti di tipo idronico, dove si volesse solamente sostituire i generatori. Per produrre in modo efficiente acqua calda ad alta temperatura, si utilizzano sistemi VRF a doppio stadio “separato”, come mostrato in Figura 2. La soluzione va bene sia per la produzione di acqua calda sanitaria, sia per la produzione di acqua ad alta temperatura da fornire ai radiatori. Il primo stadio è formato da un circuito VRF a recupero di calore, funzionante a R410A e dedicato alla climatizzazione degli ambienti. Su questo primo stadio si innesta il secondo stadio, ovvero il modulo di produzione dell’acqua calda ad alta temperatura, formato da una pompa di calore con refrigerante R134a il cui condensatore è uno scambiatore refrigerante – acqua, come quello di una pompa di calore per impianti idronici, mentre l’evaporatore è uno scambiatore refrigerante

Figura 1 – PRODUZIONE DI ACQUA CALDA A MEDIA TEMPERATURA

solo in sostituzione al precedente, non come integrazione. Comunque, anche nel caso di terminali

R134a – refrigerante R410A. Quindi, l’evaporatore del secondo stadio è anche uno dei condensatori del primo stadio. L’utilizzo del refrigerante R134a permette di produrre acqua calda ad alta temperatura (70°C) sia per la produzione di acqua calda sanitaria sia per alimentare eventuali radiatori. Rispetto ai circuiti frigoriferi delle pompe di calore idroniche a doppio stadio, che permettono di produrre acqua calda ad alta temperatura e che lavorano sempre con i due circuiti frigoriferi in serie, per cui il livello termico raggiunto è uno solo, i sistemi VRF a doppio stadio “separato” producono acqua calda ad alta temperatura in autonomia rispetto al resto dell’impianto. In questo modo la produzione di energia termica per i terminali di climatizzazione avviene a temperatura di condensazione bassa, in quanto inseriti nel primo stadio, mentre l’aumento del livello termico si ha solo quanto serve e solo laddove serve grazie al secondo stadio formato dal modulo di produzione dell’acqua calda. L’efficienza è, quindi, tanto più alta quanto maggiore è l’energia richiesta dai terminali di climatizzazione rispetto a quella prodotta ad alta temperatura Di fatto, si effettua un recupero di calore creando un circuito in serie: si sfrutta l’alta temperatura del calore condensazione del primo stadio, altrimenti dissipato nell’aria esterna, per far evaporare a temperatura elevata la pompa di calore a R134a dedicata.

Figura 2 – PRODUZIONE DI ACQUA CALDA CON SISTEMA VRF con a recupero di calore (a 2 tubi) a doppio stadio separato

idronici, come i vecchi radiatori, la sostituzione delle dorsali di collegamento può rendersi necessaria, quando le tubazioni esistenti:

MODULO IDRONICO ad alta temperatura

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BOX 1

• sono in pessimo stato di conservazione • sono in buono stato, ma dimensionate per salti termici maggiori rispetto a quelli richiesti dai nuovi terminali scelti per l’intervento • non ci sono proprio, come può essere il caso di impianti autonomi che debbano essere convertiti in impianti centralizzati In tutti questi casi un’ottima soluzione è quella di adottare dei sistemi VRF “misti” che nascono per superare i limiti dei sistemi VRF tradizionali perché abbinano alla distribuzione ad espansione diretta caratterizzata dai tipici terminali ad aria, dei produttori di acqua calda e refrigerata (si veda il Box1). La produzione di acqua calda può avvenire sia ad alta temperatura, intorno ai 70°C, sia a media temperatura. In questo modo è possibile utilizzare i sistemi VRF “misti” anche con gli impianti a radiatori.

Pompe di calore idroniche ad alta temperatura: stato dell’arte

Nel caso di pompe di calore idroniche i circuiti frigoriferi utilizzati per raggiungere temperature di produzione elevate sono: Circuiti frigoriferi con economizzatore

BOX 2

La soluzione ha il limite di funzionare su un solo livello termico: tutta l’energia deve essere prodotta ad alta temperatura, quindi con una bassa efficienza energetica.

Figura 2 – CICLI FRIGORIFERI IN SERIE

Figura 1 – CICLO FRIGORIFERO CON ECONOMIZZATORE Il ciclo frigorifero con economizzatore non è certo una novità assoluta, in quanto si usa da decenni nei gruppi frigoriferi di grossa taglia, dotati di compressori a vite o centrifughi. È invece una soluzione recente nel caso delle piccole pompe di calore, grazie all’introduzione sul mercato da parte di uno dei maggiori costruttori mondiali di compressori scroll di un modello dotato di una porta per l’iniezione di vapore. La Figura 1 mostra come lavora un ciclo frigorifero con economizzatore. All’uscita del condensatore (punto 5) una parte del liquido viene spillata e subisce una prima laminazione attraverso una valvola termostatica, raffreddandosi (punto 6) fino alla temperatura di cambio di fase corrispondente alla pressione di uscita dal primo stadio di compressione. Quindi entra nell’economizzatore (uno scambiatore di calore), dove evapora e sottrae calore alla restante parte del liquido proveniente dal condensatore (punto 5), sottoraffreddandolo fino al punto 7. Il calore sottratto dal liquido proveniente dal condensatore fa sì che il refrigerante evapori in parte prima di entrare nel secondo stadio di compressione alle condizioni del punto 3 (i compressori vite e scroll hanno una seconda luce di aspirazione in corrispondenza circa di metà compressione). Durante l’iniezione il liquido rimanente vaporizza, sottraendo calore al vapore in uscita dal primo stadio di compressione (punto 2) che si raffredda fino al punto 3. In termini di efficienza l’uso dell’economizzatore permette un miglioramento del COP tanto maggiore quanto maggiore è il rapporto di compressione (rapporto tra pressione di condensazione e pressione di evaporazione). È il caso tipico delle pompe di calore che debbano produrre acqua calda ad alta temperatura che condensano ad una pressione molto elevata, corrispondente ad una temperatura superiore di quella di produzione dell’acqua tra 3°C e 5°C. Con refrigerante R410A la temperatura massima in uscita da pompe di calore con economizzatore è limitata a 60-65°C, qualche grado in più se si utilizza R134a. Circuiti a doppio stadio in serie Se si vuole produrre acqua calda a una temperatura intorno ai 70°C con pompa di calore a compressione, bisogna utilizzare due circuiti frigoriferi (stadi) in serie tra di loro: il condensatore del primo stadio corrisponde all’evaporatore del secondo (Figura 2). I refrigeranti possono essere diversi nei due stadi: generalmente si usa l’R410A per lo stadio deputato alla climatizzazione e l’R134a lo stadio che lavora per produrre acqua ad alta temperatura. Qualche costruttore utilizza R404A per il circuito a bassa temperatura, nel caso di pompe di calore che usino l’aria come sorgente termica. La Figura 2 mostra un sistema in serie e il suo comportamento su un diagramma Pressione – Entalpia, nel caso il fluido refrigerante sia lo stesso per i due circuiti.

Circuito con desurriscaldatore Se la potenza richiesta per la produzione di acqua calda ad alta temperatura è contemporanea a quella a media temperatura e ne rappresenta una piccola frazione, la soluzione più semplice è quella di utilizzare un circuito frigorifero con desurriscaldatore. Infatti, con una pompa di calore tradizionale è possibile produrre acqua a due livelli termici differenti: uno a media temperatura (45°C in uscita, 40°C in ingresso) e uno ad alta temperatura (70°C in uscita, 60°C in ingresso). Il limite di una simile soluzione è che solo il 25% della potenza termica ceduta può essere utilizzata per i terminali ad alta temperatura, e che questa non può essere prodotta in modo autonomo, bensì in simultanea con la potenza richiesta a livello termico inferiore. Infatti, la potenza ad alta temperatura deriva da una parte del desurriscaldamento. Il refrigerante R410A esce ad alta temperatura, superiore a 100°C, e può essere raffreddato nel desurriscaldatore fino a 65°C per produrre acqua ad elevata temperatura. La rimanente quota di desurriscaldamento, tutta la condensazione e la quota di sottoraffreddameno (da 50°C a 45°C) sono a disposizione per la produzione di acqua a media temperatura.

Figura 3 – POMPA DI CALORE TRADIZIONALE CON DESURRISCALDATORE, funzionante a due diversi livelli termici

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Alcuni casi pratici Nella riqualificazione energetica dei vecchi impianti, la pompa di calore può essere generalmente utilizzata come generatore a servizio di: • solo impianto di riscaldamento • impianto di riscaldamento e acqua calda sanitaria • impianto di riscaldamento a due livelli termici differenti (con o senza acqua calda sanitaria) Nei tre casi i sistemi VRF misti ed i sistemi idronici trovano applicazioni diverse. PdC utilizzata solo come generatore per l’impianto di riscaldamento

È il caso più semplice. La discriminante è solo il livello termico richiesto: se i terminali possono sempre funzionare a meno di 60°C si può installare una pompa di calore idronica a singolo stadio (si veda il Box 2) o un sistema VRF misto con modulo termico a media temperatura, altrimenti bisogna optare per le soluzioni doppio stadio (modulo termico ad alta temperatura nei sistemi VRF misti). Entrambi i sistemi, idronico e VRF misto, possono essere integrati da una caldaia e

possono variare la temperatura di produzione dell’acqua calda in funzione della temperatura dell’aria esterna. Il sistema VRF misto permette inoltre di collegare alle unità esterne centralizzate delle unità ad aria per la climatizzazione estiva e di eventuale integrazione in inverno. Dall’unità esterna partono le linee principali di refrigerante, caratterizzate da diametri molto ridotti rispetto alle linee dei sistemi idronici che funzionano a salto termico tradizionale. Le linee raggiungono una serie di distributori (denominati BC) da cui si diramano altre linee di refrigerante: nella Figura 2, un distributore collega il modulo termico ad alta o media temperatura ai radiatori, mentre le altre linee frigorifere alimentano i terminali ad aria utilizzati per la climatizzazione estiva e per un’eventuale integrazione invernale. Già così si capisce la validità del sistema nella ristrutturazione degli edifici esistenti: le dorsali principali di distribuzione sono sostituite da tubazioni di diametro ridotto e si può integrare l’impianto esistente di solo riscaldamento con dei terminali ad espansione diretta. In pratica è come aggiungere ad

IDRONICO

Figura 2 – COLLEGAMENTI IDRAULICI E FRIGORIFERI per un impianto di riscaldamento con un unico livello termico (senza considerare la presenza di eventuali accumuli e/o dei separatori idraulici tra circuito primario e secondario) VRF MISTO

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un impianto a radiatori dei condizionatori split a due sezioni, con il vantaggio di eliminare tutte le singole unità esterne, sostituite dalle unità esterne centralizzate. Infatti, come tutti i sistemi VRF, anche quelli misti possono contabilizzare l’energia erogata per i differenti servizi. PdC utilizzata come generatore per l’impianto di riscaldamento e per l’acqua calda sanitaria

La situazione è più complessa se la pompa di calore viene utilizzata anche come generatore dell’acqua calda sanitaria. Innanzitutto bisogna decidere il livello termico di produzione: se si vuole evitare qualunque problema di formazione della legionella, bisogna sempre garantire una produzione dell’acqua sanitaria superiore a 60°C, il che significa che la pompa di calore deve produrre acqua a temperatura superiore ai 65°C, considerando la presenza di un inevitabile scambiatore tra acqua in uscita dalla pompa di calore e acqua sanitaria. A questo punto bisogna optare per una pompa di calore a doppio stadio, capace di raggiungere questi livelli termici. Per l’impianto idronico, la soluzione più semplice dal punto di vista idraulico, che riguarda l’aggiunta di produzione di acqua sanitaria sulla stessa linea di mandata dal generatore, è mostrata in Figura 3. Il collegamento rappresentato in figura sembra essere semplice, ma nasconde un problema di stampo energetico: la temperatura di produzione della pompa di calore deve sempre essere uguale a quella della produzione d’acqua calda, anche quando la tempratura richiesta dai radiatori scende al di sotto dei 60°C, perché non c’è separazione tra i due circuiti. Una possibile soluzione al problema è mostrata in Figura 4: Si tratta di aggiungere una valvola a tre vie d’inversione che collega alternativamente la pompa di calore con il circuito radiatori e con il circuito produzione acqua calda sanitaria. Anche se la soluzione non sembra complessa, richiede una serie di accorgimenti. Innanzitutto il tratto di tubazione

dai generatori alla valvola deve essere ridotto, altrimenti l’inerzia del sistema diventa elevata. Inoltre la pompa di calore deve avere una regolazione sofisticata, perché il set-point deve variare in

continuazione: quando è richiesta l’acqua calda sanitaria, deve essere impostato a 65-70°C, mentre quando si collega all’impianto deve essere regolato da una curva climatica. Più semplice la soluzione col sistema VRF misto, mostrata in Figura 5. Il modulo ad alta

Figura 3 – SOLUZIONE POCO EFFICIENTE. Pompa di calore idronica a servizio dell’impianto e della produzione di acqua calda sanitaria.

Figura 4 – SOLUZIONE PIÙ EFFICIENTE. Pompa di calore idronica a servizio dell’impianto e della produzione di acqua calda sanitaria

temperatura da solo potrebbe bastare, perché è in grado di soddisfare le esigenze dei radiatori. Tuttavia, se si vuole ottimizzare l’efficienza energetica, conviene inserire anche un modulo a media temperatura. Il fabbisogno dei radiatori di acqua ad alta temperatura è necessario solamente per pochi giorni all’anno, durante le ore più fredde, mentre in tutte le altre condizioni il radiatore può essere alimentato a temperatura inferiore. Pertanto il collegamento ai due moduli termici può essere effettuato con due valvole a tre vie automatizzate: i radiatori lavorano connessi al modulo idronico ad alta temperatura fintantoché la temperatura dell’aria esterna è inferiore a 4°C, a quello a media temperatura negli altri casi. In questo modo il modulo idronico ad alta temperatura funziona a servizio dei radiatori solamente per brevi periodi dell’anno, mentre in tutti gli altri lavora solo per produrre acqua calda sanitaria. Impianto di riscaldamento a due livelli termici differenti (con o senza acqua calda sanitaria)

È il caso tipico di un albergo dove convivono fan-coil e radiatori nei bagni e dove probabilmente la produzione aviene con gruppo frigorifero in estate e con caldaia in inverno. Per un impianto idronico la soluzione più semplice è quella di utilizzare un circuito frigorifero con desurriscaldatore, pur tenendo presente i limiti descritti nel Box 2. In un tale sistema tutte le utenze ad alta temperatura sono collegate al desurriscaldatore, mentre i fan coil sono collegati al condensatore, che diventa evaporatore nel funzionamento estivo (vedi Figura 6). Più semplice è il caso dei sistemi VRF misti: l’impianto a radiatori è collegato al modulo idraulico di alta temperatura, che produce acqua calda durante tutto l’anno, mentre quello a fan coil è collegato al modulo idraulico di bassa temperatura, che produce acqua calda a 45°C in inverno e acqua refrigerata in estate, stagione in cui il sistema lavora a recupero totale. In questo modo

Figura 5 – IMPIANTO VRF MISTO a servizio di un impianto a radiatori e produzione di acqua calda sanitaria

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Le pompe di calore a CO2

L’utilizzo della CO2 come refrigerante delle pompe di calore è un tema molto dibattuto, perché si tratta di una sostanza naturale con un effetto serra oltre 1000 volte inferiore di quello dei refrigeranti chimici. Del resto la CO2 è utilizzata già come refrigerante nei circuiti di bassa temperatura dei sistemi a doppio stadio nella refrigerazione alimentare e in alcune pompe di calore per la produzione di acqua calda sanitaria, ma non negli impianti di riscaldamento. Tutto dipende dalle sue caratteristiche: la CO2 ha un punto critico di poco superiore a 30°C e, pertanto, può essere utilizzata come un normale refrigerante se la condensazione avviene al di sotto di questo valore (nei sistemi a doppio stadio della frigoconservazione la condensazione avviene a circa -10°C). Al contrario, se la condensazione avviene al di sopra di 30°C, si deve adottare un ciclo transcritico: non vi è più una condensazione durante la cessione di calore all’impianto, ma solo il raffreddamento di gas caldo. A questo punto entra fortemente in gioco la temperatura dell’acqua che deve essere riscaldata: se è bassa, come nel caso dell’acqua sanitaria (circa 15°C), la potenza fornita e il COP sono elevati, altrimenti no. La Figura 1 chiarisce il problema: si supponga di avere una pompa di calore a CO2 evaporante ad aria che debba riscaldare l’acqua di ritorno da un impianto alla temperatura 40°C. Si supponga anche che la pompa di calore stia lavorando con aria esterna -3°C (temperatura di evaporazione -10°C). Il ciclo da esaminare è quello azzurro: all’uscita del compressore la CO2 si trova ad una temperatura di 124°C e ad una pressione di 10 MPa (100 Bar) e cede calore all’impianto raffreddandosi

BOX 3 fino al punto 2, dove la temperatura scende a 45°C. La pompa di calore a CO2 permette quindi di raggiungere temperature di produzione molto elevate, perché è elevata la temperatura all’uscita del compressore. La discriminante è la temperatura d’ingresso: se è quella di un tradizionale impianto di riscaldamento l’effetto utile (segmento tra il punto 1 e il punto 2) è limitato, come lo è anche il COP = 2,05. Inoltre la pressione di lavoro è molto elevata e non potrebbe essere diversamente, a causa della conformazione delle curve di temperatura (curve rosse nella Figura 1). Infatti, se si vuole recuperare sia potenza che efficienza (in modo minore), l’unica possibilità è aumentare ulteriormente la pressione: portandola come nel ciclo giallo a 11 MPa (110 bar) si aumenta l’effetto utile del 16% (diventa il segmento tra 1a e 2a) e il COP dell’8%. La temperatura nel punto 1a sale a 134°C, mentre quella del punto 2 rimane ovviamente invariata. L’unica possibilità per aumentare sia l’effetto utile che il COP è quella di abbassare la temperatura dell’acqua in ingresso alla pompa di calore. La Figura 2 mostra cosa accadrebbe se la temperatura di ingresso scendesse a 25°C, temperatura limite, ma raggiungibile con terminali che lavorino ad alto salto termico: la pressione di alimentazione ottimale scenderebbe a 8 Mpa (80 bar) e il COP salirebbe a 3,24, valore di totale eccellenza con una temperatura dell’aria così bassa. La temperatura del punto 1 si ridurrebbe a 101°C, comunque sufficientemente elevata, mentre la temperatura del punto 2 scenderebbe a 30°C. La potenza fornita salirebbe del 23% rispetto al ciclo azzurro della Figura 1.

Figura 1 – CICLO TRANSCRITICO di una pompa di calore evaporante ad aria che scalda acqua in ingresso a 40°C

Figura 2 – CICLO TRANSCRITICO di una pompa di calore evaporante ad aria che scalda acqua in ingresso a 25°C

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si superano tutte le limitazioni del caso precedente, perché la produzione di acqua ad ogni livello termico è autonoma rispetto all’altra. (vedi Figura 7)

Sfruttamento di terminali ad elevato salto termico Una soluzione per ridurre il diametro delle tubazioni nei sistemi idronici è quello di ridurre la portata d’acqua circolante e di aumentare, quindi, il salto termico nei terminali. Negli impianti a radiatori la questione è nota: il rendimento delle caldaie a condensazione non è influenzato dalla temperatura dell’acqua prodotta, quanto dalla temperatura dell’acqua in ingresso alla caldaia stessa. Quindi, maggiore è il salto termico, maggiore è il rendimento del generatore. Meno noto è il fatto che per le pompe di calore a CO2 il problema è analogo, con la fondamentale differenza che la temperatura di ingresso alla pompa di calore deve essere inferiore a 30°C, molto più bassa di quella di una caldaia, dove la condensazione si attiva al di sotto di 53-50°C circa. Di contro le pompe di calore a CO2 possono produrre acqua a temperatura molto elevata. In questo caso gli impianti vanno sostanzialmente ripensati, perché si deve tornare a lavorare con concetti simili a quelli degli impianti a circolazione naturale, dove il motore stesso del flusso dell’acqua era l’elevato salto termico. Per adesso le applicazioni delle pompe di calore a CO2 sono ridotte, ma in futuro il tema si farà interessante. n * Claudia Calabrese, Libero professionista, Consulente per le Relazioni Istituzionali di Mitsubishi Electric Climatizzaziome

POMPA DI CALORE A CO2 per la produzione di acqua ad alta temperatura CREDIT: Viessmann

Figura 6 – IMPIANTO IDRONICO A DOPPIO LIVELLO TERMICO con pompa di calore con desurriscaldatore

Figura 7 – IMPIANTO VRF MISTO a doppio livello termico

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Ventilazione

per il retrofitting Ventilazione naturale, meccanica o sistemi ibridi. La scelta va fatta analizzando le caratteristiche degli edifici e gli usi a cui sono preposti, anche utilizzando sistemi misti

di impianto HVAC, normalmente si fa riferimento alle stesse procedure progettuali applicate ad un impianto nuovo. Procedure che presentano i medesimi inconvenienti, con un benefit: l’avere già a disposizione i dati di esercizio dell’impianto. Davanti alla scelta fra ventilazione naturale e meccanica, è bene precisare che le azioni di retrofit finalizzate all’adeguamento dell’edificio ai requisiti di efficienza energetica dettati dalle prescrizioni nazionali o dall’EPBD, risultano più agevoli per edifici dotati di impianto di ventilazione meccanica rispetto a quelli ventilati naturalmente o dotati di sistemi ibridi. n caso di retrofit

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di Hazim B. Awbi*

La direttiva EPBD

La Direttiva sull’efficienza energetica degli edifici (EPBD, 2002) con la successiva riformulazione (2010) nasce con il proposito di migliorare l’efficienza energetica degli edifici europei e di ridurre le loro emissioni di anidride carbonica. La nuova EPBD ha introdotto standard superiori per il risparmio energetico in edifici sia nuovi che interessati a ristrutturazione e richiede l’obbligo della certificazione energetica per tutti gli edifici di superficie superiore a 250 m2. Inoltre introduce l’obbligo di ispezione regolare delle caldaie sia domestiche che commerciali e degli impianti HVAC commerciali. La Direttiva richiede inoltre lo sviluppo di metodologie di calcolo della prestazione energetica con lo scopo di applicare i migliori criteri di prestazione energetica sia agli edifici nuovi che a quelli soggetti a radicale ristrutturazione. Inoltre sancisce l’utilizzo di energie provenienti da fonti rinnovabili (energia rinnovabile, cogenerazione, teleriscaldamento, etc). Nel Regno Unito, i regolamenti edilizi che hanno recepito la Direttiva (Parte L, 2010a e Parte F, 2010b) hanno effetto a partire da Ottobre 2010 e, in base alle stime, l’energia richiesta per la ventilazione aumenterà fino a raggiungere il 60% del consumo energetico totale.

Tenuta all’aria

La prova di tenuta all’aria prevede la misura della portata di aria Q50, ossia della portata di aria necessaria a mettere in sovra-pressione l’ambiente in prova di 50 Pa. Questa sovra-pressione è sufficientemente bassa da non causare alcun danno all’edificio, ma sufficientemente alta ad innescare velocità moderate dell’aria. Per confrontare la portata di aria misurata con un valore standard di tenuta all’aria, la portata di aria viene normalizzata rispetto all’area della superficie dell’involucro edilizio. Nel Regno Unito, la BSRIA (2001, 2006), un’organizzazione no profit che si occupa di misure, strumentazione e ricerca nel campo degli impianti edili, si è occupata di effettuare test su varie tipologie di edifici la cui tenuta all’aria non era nota. Il valore medio dell’indice di tenuta all’aria ottenuto per edifici destinati ad uffici, sia ventilati naturalmente che dotati di impianto di ventilazione meccanica, è 21 m3h1 per metro quadrato di facciata dell’edificio. Per edifici tipo stabilimenti industriali e magazzini il valore medio ottenuto è 32 m3h-1m-2, mentre per i supermercati esso vale 26,5 m3h-1m-2. Figura 1 – CONFRONTO TRA PORTATE ORARIE Gli edifici scolastici tendono ad avere DI INFILTRAZIONE DI ARIA normalizzate mediamente lo stesso valore medio di rispetto all’area della superficie dell’involucro tenuta all’aria ottenuto per gli uffici. edilizio di diverse tipologie edilizie nel Regno Unito. Nell’ordine: uffici, supermercati, industria/ In Figura 1 è presentato il confronto di magazzini. In grigio chiaro il valore di infiltrazione questi dati con i valori delle norme del di aria limite imposto dai regolamenti UK, Regno Unito. Dalla figura si deduce che in grigio scuro i valori di infiltrazione medi gli edifici industriali (fabbriche/mavalutati sulla base di indagini in campo FONTE: BSRIA, UK gazzini) presentano le maggiori portate di infiltrazione di aria. Ciò vuol dire che in molti edifici le aree di infiltrazione dovrebbero essere più che dimezzate per poter rispettare i valori di infiltrazione d’aria massimi raccomandati nel Regno Unito (Regolamenti Edilizi – Parte F1, 2010,b). Pertanto, il primo passo del retrofitting dovrà essere il miglioramento dei requisiti di tenuta all’aria fino al raggiungimento dei livelli raccomandati. Negli edifici esistenti ventilati naturalmente, ridurre l’infiltrazione di aria a 5 m3h-1m-2 è possibile, ma una riduzione al di sotto di questi livelli non è accettabile, a meno che non venga utilizzato un impianto di ventilazione meccanica, o un sistema di ventilazione naturale o ibrida. Si ricorda che l’impianto di ventilazione meccanica, se dotato di recuperatori di calore sull’aria espulsa, offre il grande vantaggio di poter ridurre i consumi energetici.

Ventilazione naturale Oltre alla realizzazione di nuove aperture e all’installazione di nuovi dispositivi di ventilazione naturale, il retrofitting in caso

di ventilazione naturale, può includere anche l’applicazione di alcune misure che migliorano la prestazione energetica dell’edificio, quali ad esempio la riduzione dei carichi solari o il miglioramento della prestazione del sistema

Energy Efficient Ventilation for Retrofit Buildings

This article reviews the various types of ventilation and air distribution systems available for buildings of different types. It aims to highlight the significant parameters that need to be considered in selecting and designing ventilation systems for buildings to achieve the necessary levels of indoor air quality (IAQ) for occupants and energy efficiency. Although the issues considered are applicable to all types of buildings attention will be given to retrofitting. It briefly outlines the role of ventilation in achieving the required IAQ targets and discusses the performance of different types of ventilation systems in use. As a result of new energy efficiency directives and legislations in Europe and elsewhere, the ventilation energy component of HVAC systems has increased in relative terms and this article introduces a method for evaluating the performance air distribution systems that is based on ventilation and energy effectiveness. A range of ventilation systems are discussed, including mechanical and natural, and results for more recently developed mechanical air distribution systems are compared with conventional systems. Keywords: ventilation systems, HVAC systems, retrofit

di illuminazione con luce naturale. I principali obiettivi di queste misure sono: • la riduzione del fabbisogno energetico e dell’impatto ambientale dell’edificio; • il miglioramento del comfort termico all’interno dell’edificio sia nella stagione invernale che in quella estiva. Ventilazione trasversale (Cross ventilation)

Allo scopo di facilitare la ventilazione naturale ed il raffrescamento dell’aria durante la stagione estiva, si potrebbe pensare di integrare delle ampie griglie di ventilazione nelle finestre o nella facciata dell’edificio. Ove possibile le aperture dovrebbero essere organizzate in modo da favorire la ventilazione trasversale

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Windcatchers

I ventilatori da tetto, anche detti windcatchers, costituiscono un’alternativa ai più tradizionali metodi di ventilazione naturale e sono disponibili in commercio in una vasta gamma di tipologie. Il principio di funzionamento dei dispositivi di ventilazione naturale da tetto a sezione circolare e quadrata è rappresentata in Figura 2. I segmenti del windcatcher esposti al vento permettono l’immissione di aria fresca negli ambienti in basso, grazie alla pressione che il vento imprime sul windcatcher. Gli altri segmenti, che fungono da estrattori, sono soggetti ad una forza di aspirazione che si crea nella zona di bassa pressione in corrispondenza delle aperture inferiori del windcatcher. La forza spingente è rappresentata dal gradiente di pressione tra i segmenti di immissione ed estrazione del dispositivo.

Figura 2 – WINDCATCHERS. Schema del moto dell’aria generato da un windcatcher in un ambiente. La freccia di colore nero indica la direzione del vento; in azzurro l’aria fresca esterna; in rosso l’aria calda all’estrazione.

(cross ventilation) e da catturare i venti. Durante la stagione estiva degli opportuni schermi potrebbero essere integrati con le aperture ventilate, in modo da ridurre il carico solare. Nella progettazione delle griglie bisogna considerare prioritario non solo l’ottenimento della maggiore portata possibile, ma anche la necessità di ridurre i livelli di rumore, in particolare per l’utilizzo diurno, quando l’edificio è normalmente occupato. Il successo della strategia di ventilazione naturale è generalmente determinato dalle specifiche tecniche del progetto, ma dalle pratiche corrette degli utilizzatori. Motivo per cui sarebbe opportuno realizzare una sorta di vademecum da fornire agli occupanti dell’edificio. Per quanto riguarda la progettazione del sistema di ventilazione trasversale, grande attenzione va posta alle finestre. Se si installa una finestra motorizzata superiore o un finestrone in copertura, sarebbe opportuno controllarli con un sistema di gestione automatico dell’edificio (BMS), per assicurare un’adeguata ventilazione, specialmente in giornate ventose, quando gli occupanti potrebbero essere portati a chiudere

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manualmente le finestre apribili poste a livello inferiore. L’aria entrante dall’apertura superiore può essere convogliata di notte verso la massa termica esposta, favorendo di fatto il raffrescamento dell’edificio; al contrario, durante il giorno, sfruttando lo stesso principio, si può asportare il calore immagazzinato dalla struttura. Ventilazione per effetto camino

La ventilazione per effetto camino, nota anche come stack ventilation, viene impiegata talvolta quando non è applicabile la

ventilazione trasversale, e la ventilazione generata per mezzo di aperture situate su una sola parte dell’edificio non è sufficiente a garantire l’adeguato ricambio di aria. La ventilazione per effetto camino si genera per effetto di gradienti di temperatura (e quindi di pressione) che si instaurano tra l’aria calda dell’ambiente occupato e l’aria fredda esterna all’edificio. L’aria calda sale verso la parte alta dell’edificio e viene espulsa attraverso una o più aperture situate in tale zona; l’aria rimossa dall’ambiente interno permette all’aria esterna di entrare attraverso le aperture posizionate al livello inferiore, quali finestre e griglie di ventilazione. L’effetto camino può essere incrementato aumentando l’altezza del camino di ventilazione oppure installando un piccolo ventilatore

Facciate ventilate

Le facciate vetrate a doppia pelle possono realizzare un’efficace ventilazione a basso impatto energetico non solo nel caso di edifici nuovi, ma anche nel retrofit di edifici esistenti. Questo tipo di ventilazione viene maggiormente utilizzata in edifici pubblici perché riescono a sostenere gli alti costi iniziali di investimento. La cavità può essere riscaldata per creare una zona calda che protegge gli ambienti interni durante l’inverno e nello stesso tempo può essere configurata per funzionare come un camino solare (termico) durante la stagione estiva, dunque utilizzando l’effetto camino per rimuovere il calore in eccesso. L’utilizzo delle facciate vetrate a doppia pelle è fortemente dipendente dalle condizioni climatiche.

Muro di Trombe

Un muro di Trombe è un muro esposto al sole che viene rivestito di vetro dall’esterno, creando un’intercapedine d’aria tra il muro e la parte vetrata, come descritto nella Figura 3. La parete opaca assorbe energia solare durante la giornata e la rilascia durante la notte. I moderni muri di Trombe prevedono la realizzazione di fori di ventilazione alle estremità sia superiori che inferiori: ciò facilita l’immissione di aria calda all’interno degli ambienti per convezione naturale. Si tratta di un adeguato metodo di ventilazione passiva che sfrutta l’effetto camino causato dalla differenza di temperatura tra la cavità di aria e l’esterno. I fori di ventilazione sono dotati di flap monodirezionali che impediscono la convezione durante la notte, rendendo così i flussi termici fortemente direzionali. Generalmente, i fori di ventilazione vengono mantenuti chiusi durante la stagione estiva quando l’apporto solare non è desiderato.

Figura 3 – MURO DI TROMBE VENTILATO. Muro esposto al sole, rivestito all’esterno da una parete vetrata che crea un’intercapedine con fori di ventilazione che facilitano l’immissione negli ambienti di aria calda

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all’estrazione, utile nei giorni caldi. La ventilazione per effetto camino può essere anche generata dal vento, grazie all’opportuna progettazione del comignolo di copertura che costituirà la principale forza spingente dell’effetto camino durante il giorno, quando le temperature interne ed esterne sono molto prossime l’una all’altra. In alcuni casi si può anche prevedere un’opportuna combinazione di ventilazione trasversale e ventilazione per effetto camino. La ventilazione per effetto camino può essere realizzata impiegando camini solari: il principio di funzionamento si basa sul riscaldamento dell’aria lungo il condotto del camino, grazie alla radiazione solare che incide sullo stesso; ciò incrementa la ventilazione naturale. Per essere davvero efficiente, il camino solare dovrebbe essere più alto del livello del tetto dell’edificio e dovrebbe essere esposto nella direzione prevalente del sole. La prestazione del camino solare può essere incrementata se si provvede a schermare dal sole la sua parte terminale (comignolo). Si può anche prevedere l’applicazione di un materiale assorbente sulla parte opposta, in modo da prolungare l’effetto di riscaldamento dell’aria anche quando il carico solare si riduce, ad esempio a partire dal tardo pomeriggio in poi.

Ventilazione meccanica Esistono diversi tipi di impianto di ventilazione meccanica che possono essere impiegati nel retrofit di edifici esistenti. Ventilazione ad estrazione

Gli impianti ad estrazione sono generalmente utilizzati in ambienti in cui l’aria viene contaminata da particolari attività o processi. Il principale beneficio dell’estrazione meccanica rispetto alla ventilazione naturale sta certamente nella portata di ventilazione che è prevedibile, costante e nota. In molti casi (cucine commerciali, bagni, parcheggi auto sotterranei, edifici industriali o fabbriche) la strategia dell’estrazione è la più efficiente.

Sensori CO2. La relazione tra livello di concentrazione di anidride carbonica e portata di ventilazione può essere stabilita sulla base del livello di qualità dell’aria interna desiderato

trattamento aria (UTA), costituita generalmente da due ventilatori separati, uno dedicato all’immissione, l’altro all’estrazione, un filtro, una batteria calda alimentata dall’acqua calda proveniente dalla caldaia dell’edificio ed una batteria fredda alimentata da un chiller ad acqua. L’immissione e l’estrazione dell’aria vengono realizzate con una rete di canali. Solitamente la batteria calda e la batteria fredda possono costituire la principale fonte di riscaldamento/raffrescamento dell’edificio. Al fine di ottenere un adeguato risparmio di energia, alcuni impianti vengono progettati a parziale ricircolo. Ciò permette di abbattere le portate di aria esterne da riscaldare o raffrescare. Un’altra opportunità, per il risparmio energetico consiste nell’installare un recuperatore di calore nell’unità di trattamento aria: viene sottratto calore all’aria espulsa per fornirlo all’aria di immissione, senza che le due correnti d’aria si mescolino (si veda a tale proposito la Figura 4). Il recupero di calore secondo queste modalità

è fondamentale in applicazioni quali quelle mediche, in cui l’aria espulsa non può in alcun modo essere reintrodotta nell’ambiente interno. Ventilazione tipo demand-controlled

In caso di ambienti caratterizzati da livelli di occupazione variabili, è ragionevole pensare di realizzare, in fase di retrofit, un sistema del tipo demand controlled. In questo tipo di impianto, la portata di ventilazione viene fatta variare a seconda dei livelli di occupazione reali dell’ambiente. Un sistema che comporta un grande risparmio di energia durante i periodi in cui l’ambiente risulta occupato da poche persone. Ambienti potenzialmente idonei

Ventilazione ad immissione

Gli impianti che prevedono la sola immissione hanno applicazione limitata, ma sono più adatti agli ambienti occupati. Gli impianti a sola immissione possono essere impiegati per filtrare e riscaldare o raffrescare l’aria di rinnovo e si applicano generalmente a: • unità di aria calda montate in copertura • ventilazione di locali caldaia • unità fan coil autonome con immissione di aria fresca diretta Impianti ad immissione ed estrazione

Un impianto di ventilazione con immissione ed estrazione prevede un’unità centrale di

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Figura 4 – IMPIANTO AD IMMISSIONE ED ESTRAZIONE. L’impianto è costituito da due ventilatori separati, uno dedicato all’immissione, l’altro all’estrazione, un filtro, una batteria calda alimentata dall’acqua calda proveniente dalla caldaia dell’edificio ed una batteria fredda alimentata da un chiller ad acqua

VOR I, LA CRIS

Impianti di ventilazione ibridi

Impinging Jets

per la realizzazione di questo tipo di impianto sono sale riunione o ambienti destinati a conferenze, aule universitarie, ma anche uffici generici. Il metodo piĂš comune per discernere i livelli di occupazione Ă¨ quello basato sullâ&#x20AC;&#x2122;utilizzo di sensori di anidride carbonica (CO2). Gli occupanti, infatti, producono CO2 a causa della loro attivitĂ metabolica, pertanto, dalla misura della concentrazione di CO2 si puĂ˛ risalire al livello di occupazione e quindi stabilire le portate di aria adeguate.

Il retrofit degli impianti di ventilazione ibridi Il concetto di approccio integrato che prevede lâ&#x20AC;&#x2122;uso dei principi della ventilazione sia naturale che meccanica puĂ˛ portare allâ&#x20AC;&#x2122;ottenimento di soluzioni pragmatiche a basso consumo di energia.

Confluent Jets

O VOR I, LA CRIS

in L. (conv. /2003 D.L. 353

04 nÂ° 27/02/20

46) art.

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Da 60 anni il periodico dâ&#x20AC;&#x2122;informazione per ingegneri e architetti.

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A partire da gennaio 2012 il Giornale dellâ&#x20AC;&#x2122;Ingegnere affiancherĂ alle pubblicazioni su carta, anche una newsletter 1 47 digitale in cui Newsl etter si darĂ conto Laondiale ne m Â Manovr o i z a I a a ta Â Salva tu con tempestivitĂ Perch La si Fukushim lia Â camb Â ĂŠ Â l lavori i non Â p a Â trattativa dopo Â pubbl a Â i Â ia Â p c r e iv Â allâ&#x20AC;&#x2122;A n ici delle notizie piĂš titr us ata Â t importanti per la tua attivitĂ professionale. Inf Va

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o, essuncoga, n Colle tecnici, e Carolio di noi essenzialtia eg il valore to con o li m n ig g len pe rav nosceggiornam lo della cuoa me a allâ&#x20AC;&#x2122;im dell'a oltre quel anni, il n o dest m nuo, e, per 60 ha cercat ione e richia stai Ă¨ is en e e i, c d ig ra tt al e fa tu Giorn liche n este es La d marico mo, inre del Po le cari e Massa stro ddisfare quna missio lo al Profu o o lizzare gonz cesco go rett e da qu la e ram di so andosi u rpretare 3 co Li Ufficia sidenti BontĂ gatta. .1 te d iglia to a lun di Torinoassato al il , in (n Fran av e â&#x20AC;? ze g er o o . in mia m a criticai tecnic ese era p C N R. E ldott oglieredel tempseguendo la â&#x20AC;&#x153;c vicepre gretario Pelle : de io , o e iaro del em istr la un spirit /7/09) riale che 10 Sia chĂ¨ per nul dei min ier, ch sidenza llâ&#x20AC;&#x2122;Istruzioneicerca, e del se del 15 ea editoembre 20 o non la scelta al Prem nti, preinistero de e della R o, sapal o d at m una lin nel sett 2010) avev sitĂ nzo a fatta f. Mario M niver ato affid dissimo ne al Di Sa shim stesso del 1/9/ i punti: erto Pro Ă¨ la reazio suo lâ&#x20AC;&#x2122;U e gli Ă¨ st re di gran ia della Fuku tese e i 4 one Rob se d .1 zi ch (n esse conom lia, pende ma che nel verlizza inat o i; nta in amo â&#x20AC;&#x2122;e e vice arrivate insegnan a riassuoâ&#x20AC;? alla banacomplessdifatto detto â&#x20AC;&#x153;goĂ¨ un pi eso in un . Meravig i scelti sono te. 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Si ribad ove indag lu n so co NzaNA io no ten civile ppare nu boratori. za delle E tengaitĂ di partti di medIO Â 2012 EAR svilu nuovi lalâ&#x20AC;&#x2122;importanpio signipless degli effe UCL aprirettolinea loro am oscenza, za in IA N che do; slleran Si so ersitĂ , nelsito di conattiva su ERG N perio oâ&#x20AC;? allâ&#x20AC;&#x2122;into alla discu ee E , iv o o e n m U n â&#x20AC;&#x153;n uale; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? delle id di dep dagin oscia sa tt ficato ogo di in non con ura ragtelle rispetto O/1 di lu to ancora della cult le nuove EMIC a fine sione ; CAD abla-bl quan deposito mettere al O AC NICO altrui oâ&#x20AC;? al bla- al dare sp di ANN e4 e di ta, da tras ITEC g. 3 n â&#x20AC;&#x153;n esso; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? ortatrici i e a pa eric p st POL ILANO: giun sĂŠ segu o cl ee a dr id an I M ita o alleaggiunto; ea editoD Aless zi IA g. H Ă in di C lin c . dott valoreoâ&#x20AC;? a una a interessi ioAVEC Cresstenibilit & $ LANZ n â&#x20AC;&#x153;n asservita â&#x20AC;&#x2122;informaz te; EPPE e so riale â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? a un dipendene il GIUS " , parte; rale e in ttare ch g. 8 " & Â & a pa lu en ce p ac e am n !'% Â oâ&#x20AC;? ad ento eticlĂ dove â&#x20AC;&#x153;n /2 n O rtam ca â&#x20AC;&#x201D; >pag EMIC comporretto finis lo â&#x20AC;&#x153;penalad CAD .4 Ă&#x20AC; co O AC quel â&#x20AC;?; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? o IT te a S ANN ci ER NTO: min rilevante ite etic co IV N E to re U an mentettare un lim semp ee SAL a ente qu ione DEL oscienz acce piĂš string petiz diverse ar ne 5 m g. o co o tant e a pa di di retta tra leLâ&#x20AC;&#x2122;evoluzi enti Con pere segu lipiĂš di olitiche. mbiam upubb e sa op eva ca ro e occ 96 ho ) che tĂ el 19un libro (1 di- ge chied di lavo dellâ&#x20AC;&#x2122;e g. 8 a pa cato inava per zati ristrutturali aumento â&#x20AC;&#x201C;70 anliz a 65 ne: duesamindustria 60 al pazio tiva (fino maggior sa ar ra dal 19 ug. 6 paesi a pa to alla ; scomp sato O3 versi luzione â&#x20AC;&#x201C;nomia, occde- lavo dovu ta IAM as EL RICH lâ&#x20AC;&#x2122;evo â&#x20AC;&#x201C; di eco lavoro; sce ni)ta della vivitĂ del p l tutto LO D 1995 ne, forza sesso, fa du- ra tante atti di altre delavoro TITO IAMO: H pazio afia per ortalitĂ , mi- di mparsa zione del quelIC $ && $ R mogr fertilitĂ , mprocessi lâ&#x20AC;&#x2122;in- e coove; ridu a favore di sem !%&! g. 8 $ "$ a pa dâ&#x20AC;&#x2122;etĂ ,della vita, Ă (come er- nupendente o; attivitĂ prepa (! 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Bibliografia

Alcuni edifici potrebbero non essere adatti per realizzare sistemi di ventilazione completamente naturali a causa delle loro dimensioni o di vincoli di altra natura, ma, grazie ad un approccio misto, potrebbero vedere minimizzato l’impiego dell’impianto meccanico. Gli impianti di ventilazione misti, detti anche ibridi possono essere distinti in base alle loro modalità di funzionamento ed alla tipologia: • Contingente: l’impianto di ventilazione meccanica viene installato per avere una certa flessibilità in esercizio; • Zonizzato: alcune aree, ad esempio le sale conferenza, vengono servite dall’impianto di ventilazione; • Commutabile: viene utilizzato l’impianto di ventilazione meccanica durante la stagione invernale ed estiva, mentre per i restanti periodi dell’anno gli ambienti vengono ventilati naturalmente; • Parallelo: entrambi i metodi di ventilazione vengono impiegati contemporaneamente. Occorre sottolineare che, se viene progettato adeguatamente il sistema di recupero di calore, non è detto che la ventilazione meccanica sia la scelta più dispendiosa dal punto di vista energetico. L’approccio normalmente utilizzato è quello di far funzionare i sistemi di ventilazione naturale in condizioni normali ed integrare la ventilazione meccanica in condizioni di picco. Controlli

Nei sistemi ibridi possono insorgere alcuni conflitti a causa della diversa modalità di esercizio dell’impianto di ventilazione meccanica e naturale. Ad esempio, può accadere che siano lasciate aperte delle finestre per il ricambio d’aria mentre è in funzione l’impianto di ventilazione meccanica. In questo caso esiste la possibilità di dotare gli impianti di interblocchi da applicare tra le finestre e l’impianto meccanico. A valle della progettazione e della messa in esercizio dell’impianto è come se si dovesse realizzare una “sintonizzazione fine” per ottimizzare l’esercizio di questi impianti, in particolare nella scelta del punto di commutazione dall’impianto di ventilazione meccanica al sistema di ventilazione naturale. n * Hazim B. Awbi, Centro TSBE, Università di Reading, Reading, Regno Unito

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Le ragioni della ventilazione ibrida

I sistemi di ventilazione ibrida vanno presi in considerazione quando: • L’edificio si sviluppa molto in pianta, esistono limiti concreti all’applicazione della cross ventilation e/o non è possibile prevedere alcuna forma di ventilazione a camino. Le aree centrali dell’edificio, lontane dal perimetro in cui è possibile realizzare la ventilazione naturale, devono essere servite da un impianto di ventilazione meccanica. • Si può realizzare una ventilazione notturna a prova di condizioni meteorologiche e senza aggravio di costi. • Sono presenti alcune aree (ad esempio sale riunione ripartite) che richiedono condizioni più controllabili e/o soggette ad apporti solari significativi rispetto ad altre. • Gli apporti termici dovuti alle apparecchiature, agli occupanti, all’impianto di illuminazione sono tali da non garantire condizioni interne estive di comfort accettabili, oppure, durante la stagione invernale esiste la possibilità concreta di recuperare calore per ridurre i consumi energetici. • All’edificio è richiesta una particolare flessibilità, per cui l’impianto deve essere in grado di affrontare efficacemente situazioni quali il cambio di destinazione d’uso, la variazione significativa di densità di occupazione o di uso delle apparecchiature. • L’eccessiva rumorosità esterna e/o la scarsa qualità dell’aria esterna impongono la necessità di ventilare meccanicamente gli ambienti interni immediatamente adiacenti all’esterno, mentre gli ambienti più interni e silenziosi possono essere ventilati naturalmente. • Dalla valutazione dei carichi termici si ritiene di poter associare al funzionamento continuo dell’impianto di ventilazione meccanica l’uso delle finestre apribili. Questa soluzione può garantire un maggiore controllo delle condizioni interne, specialmente in condizioni estive di picco. • L’edificio può contenere un’elevata percentuale di uffici singoli, il che può compromettere la possibilità di realizzare uno schema di ventilazione naturale. Pertanto si possono prevedere ventilatori e canali per realizzare un sistema di ventilazione ibrido a zone.

collana TECNICA AiCARR

Le sorgenti termiche delle pompe di calore Aspetti tecnici, economici e normativi Un nuovo volume nella collana di pubblicazioni AiCARR a cura di Filippo Busato, Renato Lazzarin, Fabio Minchio e Marco Noro

In anteprima l’indice del libro 1. INTRODUZIONE

La domanda di energia nei settori residenziale e terziario. La potenzialità delle pompe di calore. Diffusione delle pompe di calore.

2. POMPE DI CALORE E REFRIGERATORI

Caratteristiche, principio di funzionamento (con richiami brevi di termodinamica), componenti principali, fluidi frigorigeni, classificazione delle sorgenti, le prestazioni in funzione della temperatura della sorgente termica, impatto ambientale.

3. IMPIANTI E POMPE DI CALORE

Richiami relativi agli impianti di riscaldamento a bassa temperatura, soffitti e pavimenti radianti, batterie alettate, produzione a.c.s.

4. ARIA ESTERNA

L’aria esterna come sorgente della pompa di calore, il problema del brinamento, il calcolo delle prestazioni stagionali, problematiche di dimensionamento dell’impianto

5. ACQUE SUPERFICIALI E SOTTORRANEE

Caratteristiche e dimensionamento di sistemi open loop, sistemi a scambio indiretto, sistemi ATES (Aquifer Thermal Energy Storage), modalità di dimensionamento, problematiche di pompaggio

6. IL TERRENO

Proprietà termiche del sottosuolo e loro modalità di misurazione; sistemi verticali: tipi di sonde verticali (materiali, caratteristiche, posa); pali energetici; sistemi orizzontali: a tubo singolo, multitubo, a spirale, a capillare; caratteristiche di prestazione e modalità di dimensionamento

7. IL RECUPERO TERMICO

Il recupero sull’aria espulsa; recupero su acque reflue

8. ENERGIA SOLARE E POMPE DI CALORE Solare termico; fotovoltaico; PV-T

9. IMPIANTI MULTISORGENTE Dual source

10. POMPE DI CALORE, DIRETTIVA RES E INCENTIVAZIONE 11. ANALISI ENERGETICO-ECONOMICA DI IMPIANTI Esempi di analisi energetico-economiche di impianti realizzati

12. NORMATIVA

Dal mercato

Evoluzione dei terminali d’impianto tradizionali Le nuove normative sul risparmio energetico impongono una trasformazione dei radiatori, convettori e fan coils. Come risponde il mercato? a cura della redazione

inerente al risparmio energetico, in continua evoluzione, è interessante analizzare in che modo i terminali classici, radiatori, convettori e fan coils si stiano conseguentemente trasformando. La prospettiva assunta è quella relativa alla ristrutturazione di impianti esistenti in edifici dove è necessario intervenire con operazioni di minimo impatto architettonico, sia per via dei vincoli legati alla storia e all’importanza dell’edificio, sia per motivi economici e sia perché l’edificio deve continuare ad essere abitato durante i lavori. n un panorama legislativo

I vecchi terminali negli impianti di nuova concezione Da anni, per radiatori e fan coil la campana sembra suonare a morto. Molti li considerano prodotti obsoleti, in alcuni casi addirittura

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archeologia industriale, assolutamente non in grado di reggere l’offensiva dei nuovi terminali, molto più adatti agli impianti di nuova concezione, nati per soddisfare le direttive sempre più stringenti sul risparmio energetico. Eppure, malgrado ciò, l’industria non solo continua a produrli con successo, ma addirittura incrementa gli investimenti, quasi fossero prodotti all’inizio di una nuova vita. Addirittura in qualche caso si ripropone la rielaborazione di terminali abbandonati nei primi anni ’70, come i convettori statici. Un atteggiamento logico, lungimirante, oppure la strenua resistenza di un’industria che non vuol cambiare? Probabilmente si tratta di una visione lungimirante perché, al di là di ogni possibile confronto con altre tecnologie emergenti che esulano dal tema di questo articolo, è una visione

che punta al mercato della riqualificazione energetica degli edifici residenziali e del piccolo terziario, che, per essere vincente, deve essere fatta con disagi minimi per gli abitanti, spesso anche proprietari dell’immobile. Significa puntare ad interventi impiantistici poco invasivi. L’ideale sarebbe poterli effettuare addirittura con le persone che continuano ad abitare la casa, oppure lasciandola per pochi giorni, così come si fa quando si ridipinge un appartamento o si restaura un bagno. Da questa prospettiva appare chiaro come sostituire un vecchio terminale con uno uguale o

Figura 1 – DIFFUSIONE DEL TERMOARREDO. Dall’inizio degli anni ’80 si è diffusa la consuetudine di progettare il radiatore non più solo come semplice corpo scaldante ma come vero e proprio elemento di arredo. Nel listino di tutti i produttori è presente almeno un modello di “termoarredo”, e fra questi l’ultima proposta di Irsap, lo scaldasalviette Novo

simile sia molto semplice, veloce ed economico. Tuttavia i terminali si devono evolvere e cercare di soddisfare le esigenze dei generatori ad alta efficienza, delle pompe di calore in particolare (il tema

è trattato in un altro articolo della rivista). Si deve comunque tenere presente un aspetto: in futuro, una ristrutturazione impiantistica, per quanto leggera, si accompagnerà sempre ad interventi edilizi, dal cambio dei serramenti all’installazione di un isolamento a cappotto fino all’installazione di sistemi di ventilazione controllata con recupero di calore. In queste circostanze, la potenza massima richiesta negli appartamenti scenderà, riducendosi di valori importanti, dal 20% al 50%. In queste condizioni anche terminali concepiti per sistemi ad alta temperatura possono lavorare a temperature compatibili con quelle dei generatori ad alta efficienza, come le caldaie a condensazione e pompe di calore. Infatti, un radiatore dimensionato per un’alimentazione 70°C riduce la sua potenza di circa un 25% se alimentato a temperatura intorno a 60°C (si veda in proposito l’articolo sul’utilizzo delle pompe di calore con gli impianti radiatori).

Evolution of the traditional terminal systems

In a framework of legislation, relating to energy saving, constantly evolving, it is interesting to analyze how traditional terminals, radiators, convectors and fan coils are being transformed consequently. The prospect of observing, in the following treatment, is related to the restructuring of existing buildings where it is necessary to intervene with minimal architectural impact, because of the constraints relating to the history and importance of the building, for economic reasons and because the building must continue to be occupied during reconstructoring. Keywords: terminals, radiators, convectors, fan coils, energy requalification

L’evoluzione dei radiatori Il tradizionale radiatore è il terminale più diffuso negli impianti di riscaldamento in Italia. Il problema della sostituzione dei vecchi impianti è stato affrontato da tempo da tutti principali costruttori (si veda il Box 1). Una prima rivoluzione è avvenuta all’inizio degli anni ’80 e ha portato a trasformare il radiatore da un semplice corpo scaldante ad un elemento dell’arredo. La moda era cominciata fuori dei confini italiani, grazie alla Runtal, per quello che riguarda camere e soggiorni, ma è stata un’intuizione italiana l’invenzione del radiatore per l’arredo bagno. Fu infatti un costruttore italiano a industrializzare il primo termosifone con funzione sia di porta asciugamani che di terminale d’impianto (Figura 1). Il radiatore da bagno ha preso piede in tutto mondo ed è presente nel listino di tutti i produttori, pur con declinazioni diverse. Anche in molte delle nuove case in classe A dove regna il pavimento radiante, nei bagni è sempre presente un “termoarredo”. Tornando alle altre stanze della casa, l’evoluzione del classico termosifone verso un oggetto di design è stato aiutato nel tempo dalla maggiore attenzione per il risparmio energetico e dall’aumento dell’isolamento termico. Infatti, uno dei punti deboli del radiatore d’arredo è la potenza fornita: lo scambio termico ha bisogno di superficie in vista e questo non sempre si sposa con le esigenze estetiche. Il radiatore si adatta molto a uno sviluppo estetico, pur nei limiti appena segnalati, per cui le proposte presenti

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Figura 2 – RADIATORE COME OGGETTO DI DESIGN. Il radiatore, nella sua evoluzione di progetto, ha visto sviluppare negli ultimi anni anche la componente estetica CREDIT: Cordivari sul mercato sono molteplici. Si va dalla semplice evoluzione del radiatore tubolare e del radiatore a piastre, fino alle forme più originali (si veda la Figura 2). Per quanto riguarda i colori, le superfici specchiate e cromate piacciono molto agli utenti finali, ma hanno il grande difetto di avere emissività prossima allo zero, per cui i radiatori così rifiniti superficialmente perdono tutto il contributo di scambio radiante. Ciò si traduce in un’importante perdita di resa termica, ma soprattutto in una diminuzione del comfort per il quale lo scambio per radiazione è fondamentale. Ultimamente molti costruttori uniscono al radiatore forme di illuminazione a led dai colori cangianti. Per adattare maggiormente il radiatore alle esigenze del risparmio energetico la tecnica si va evolvendo puntando sia su modelli “ibridi”, sia verso logiche di regolazione che fanno del radiatore un elemento di un sistema integrato, in grado di interagire con il generatore di calore, per massimizzarne l’efficienza.

ma hanno uno scambio radiante molto minore, totalmente nullo se vengono nascosti alla vista. Recentemente sono stati riproposti in chiave moderna. Molto interessante è il modello Thermobox di Sierra (Figura 3): si tratta di una batteria alettata che va introdotta in una nicchia posta su un muro, per poi essere nascosta da un leggero mobile di copertura. Il modello più potente arriva a fornire 1030 W se alimentato a 55°C, che scendono a 585 W se alimentato a 45°C.

L’evoluzione dei fan coils I fan coils sono stati usati in passato nel residenziale principalmente quando l’impianto doveva servire anche per la climatizzazione estiva.

La sostituzione dei vecchi radiatori

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BOX 1

Il risveglio dei convettori I convettori a circolazione naturale sono stati molto usati in passato come terminali negli impianti a vapore, dove erano apprezzati per le loro piccole dimensioni e potevano (dovevano, vista la temperatura) esser nascosti al di sotto di griglie poste a pavimento o in altre zone. Negli impianti di riscaldamento di tipo residenziale sono stati considerati una buona alternativa al radiatore quando, negli anni ’50, sono stati abbandonati gli impianti a circolazione naturale. Infatti, rispetto ai radiatori, i convettori non potevano lavorare con l’elevato salto termico (superiore a 30-40°C) richiesto per generare la circolazione per differenza di densità. Rispetto al termosifone sono più compatti

Infatti, in Italia i terminali con ventilazione forzata non sono mai stati molto apprezzati nel solo riscaldamento invernale. I motivi sono legati soprattutto al rumore e alla distribuzione dell’aria, problematiche presenti anche nel funzionamento estivo, ma più tollerate. Su questi due aspetti si è lavorato molto negli ultimi anni grazie all’evoluzione dei ventilatori. Ultimamente sono stati introdotti ventilatori brushless in grado di garantire ottime prestazioni acustiche ed energetiche che inoltre

La sostituzione di un vecchio radiatore è operazione poco invasiva a patto che il nuovo terminale scelto abbia un interasse tra gli attacchi di ingresso e uscita corrispondente a quello installato. In caso contrario è necessario modificare le tubazioni, e l’intervento si fa più pesante perché coinvolge anche le murature. Gran parte del parco esistente è costituito in prevalenza da radiatori in ghisa e in alluminio, prodotti per fusione, e quindi standardizzati in termini di distanza tra gli attacchi. Inoltre, all’inizio degli anni ’50 e la fine degli anni ’60 i termosifoni in acciaio stampato erano molto in voga, soprattutto in alcune aree del paese, in particolare nel Nord-Est. Questi radiatori avevano interassi differenti da quelli in ghisa e in alluminio e non molto standardizzati tra di loro. La sostituzione tra radiatori dello stesso materiale è un intervento semplice, perché gli attacchi coincidono, ma non è così quando si decide a passare da un materiale all’altro. Per risolvere questo problema molti costruttori propongono dei prodotti appositamente studiati per rispettare gli interassi della quasi totalità dei vecchi radiatori. Una delle principali aziende italiane, leader in Europa nel mercato dei radiatori in acciaio, arriva a proporre 30 diverse tipologie di singoli elementi, in grado di coprire la quasi totalità del parco esistente, relativamente alla ghisa e all’alluminio. Poiché gli elementi si compongono tra loro, il numero delle soluzioni è infinito. I radiatori tubolari in acciaio hanno il vantaggio di essere prodotti in modo diverso dalla fusione e quindi i costruttori possono essere più flessibili nella proposta di prodotti differenziati. Ciò è molto utile nel caso di sostituzione di radiatori in acciaio stampato, perché è possibile richiedere prodotti personalizzati con gli interassi posizionati a piacimento.

Figura 3 e 3a – CONVETTORE NATURALE IN CHIAVE MODERNA. Il modello a circolazione naturale Thermobox di Sierra (Giordano Riello International Group) si compone di dima d’installazione per incasso a parete, una batteria alettata e nascosta da un leggero mobile di copertura. L’altro convettore naturale, il Thermofon Plano, sempre di Sierra, si caratterizza invece per la testata a griglia fissa in alluminio e il mantello bianco, che ne facilita l’integrazione negli ambienti hanno il vattaggio di poter essere regolati anche a variazione continua del numero di giri. Tutto ciò ha portato ad un miglioramento delle prestazioni in riscaldamento, soprattutto a regimi ridotti. Nel settore residenziale si è lavorato molto per ridurre il più possibile gli ingombri e si è arrivati a limitare a meno di 18 cm la larghezza del mobiletto. Dal punto di vista estetico sul fan coil non si può agire più di tanto, almeno non con la fantasia concessa dai radiatori. Molti costruttori si sono

affidati a designer di fama internazionale, con risultati apprezzabili (Figura 4). Interessante anche il tentativo di far diventare il terminale qualcosa di diverso: è il caso di Art Cool, unità interna di un sistema ad espansione diretta di LG (Figura 5), costruito per alloggiare nella parte frontale una fotografia, un poster o la riproduzione di un quadro d’autore. Da sempre i fan coils garantiscono ottime prestazioni invernali pur se alimentati a bassa temperatura, per cui si adattano perfettamente alle esigenze dei generatori ad alta efficienza. Un aspetto tecnico su cui tutti i costruttori si

stanno concentrando è la filtrazione dell’aria, altro punto considerato debole per questi terminali: la ventilazione forzata aumenta la velocità dell’aria e quindi la capacità di trascinare polveri.

Figura 5 – TERMINALE MULTIFUNZIONALE. L’idea di trasformare il terminale in un oggetto multifunzionale arriva da LG. Il terminale ad espansione diretta Art Cool permette l’inserimento, nella parte frontale, di fotografie, poster o riproduzioni di quadri

Figura 4 – FAN COIL DI DESIGN. Nonostante il fan coil non consenta una vera e propria “rivisitazione creativa” di prodotto, un esempio interessante arriva dal modello OMNIA di Aermec, progettato dal designer Giugiaro

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Radiatore ventilato

Figura 6 – PIASTRA VENTILATA. I primi prodotti ad essere ventilati sono state le piastre in acciaio a cui si è aggiunto, nella parte inferiore, un ventilatore tangenziale, come nel caso di Ventil Compact di Purmo

Se il filtraggio non è adeguato, la qualità dell’aria in ambiente ne risente. Attualmente si usano filtri al plasma e sistemi a raggi ultravioletti, oltre ai tradizionali filtri utilizzati in altri sistemi ad aria.

Verso prodotti ibridi Giusto o sbagliato che sia, in Italia il radiatore è più apprezzato nel funzionamento invernale, ma garantisce prestazioni più basse rispetto ad un fan coil, a parità di temperatura di acqua in ingresso. Per superare questa dicotomia e cercare

di mettere assieme i vantaggi di entrambi i sistemi, sempre più di frequente vengono presentati sul mercato dei prodotti ibridi, un po’ radiatori e un po’ fan coil. Questi prodotti partono dalle caratteristiche del prodotto principale di chi li costruisce: si possono distinguere i radiatori ventilati dai fan coil a scambio radiante, per arrivare ad altre forme particolari, come il fan coil che diventa un convettore a circolazione naturale in inverno.

Figura 7 – RADIATORE VENTILATO DAL DISEGNO “TRADIZIONALE”. Negli ultimi anni nella progettazione di radiatori ventilati ci si è spostati verso disegni più tradizionali. Un esempio è Knock on Wood di JAGA

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La potenza termica fornita da un radiatore varia in funzione della differenza tra la temperatura media dell’acqua al suo interno e la temperatura dell’aria dell’ambiente da riscaldare, il tutto elevato per un certo coefficiente n, parametro tipico di ogni singolo modello di radiatore. Di conseguenza, la potenza termica diminuisce più della differenza di temperatura definita precedentemente: se un radiatore fornisce 1000 W alimentato con acqua in ingresso alla temperatura di 70°C, ne fornisce meno della metà quando la temperatura dell’acqua in ingresso scende a 45°C. Ciò dipende dal funzionamento a circolazione naturale: tanto minore è la temperatura superficiale del radiatore, tanto minore è la velocità e la portata dell’aria che viene a contatto con la superficie stessa. Aumentare la portata dell’aria è l’unico modo per recuperare la potenza persa al diminuire della temperatura di alimentazione: per farlo, basta aggiungere ad un radiatore tradizionale dei piccoli ventilatori, da attivare solamente nelle ore più fredde dell’anno, quando è necessaria la piena potenza. La potenza termica fornita raddoppia alle basse temperature rispetto a un radiatore tradizionale di caratteristiche simili. È un mercato in piena evoluzione, quello dei radiatori ventilati, e i modelli proposti sono caratterizzati da forme diverse l’una dall’altra. I primi prodotti ad essere ventilati sono state le cosiddette piastre in acciaio, molto in uso nei paesi del Nord Europa, cui si è aggiunto nella parte inferiore un ventilatore tangenziale (Figura 6). Zehnder propone, invece, un’evoluzione del classico scaldasalviette, caratterizzato non solo dall’originale esecuzione “twist” che lo rende orientabile di 180° rispetto alla parete, quanto da una resa termica implementata da un termoventilatore a parete nascosto sul retro del radiatore con emissione d’aria verso il basso. Ulteriori evoluzioni sono avvenute nel corso degli ultimi mesi anche nel settore dei radiatori di design. Irsap presenterà a Mostra

Figura 8 e 8a – SCALDASALVIETTE MOBILE. Orientabile di 180° rispetto alla parete grazie alla funzione “twist”, lo scaldasalviette di design Zehnder Roda si compone di un termoventilatore a parete nascosto sul retro del radiatore con emissione d‘aria verso il basso e svincolato sia dalla parete sia dallo scaldasalviette

Figura 9 – RADIATORE VENTILATO DI DESIGN. Verrà presentata a MCE 2012 l’ultima proposta di Irsap, la versione ventilata di Relax, che si caratterizza anche per un sistema che permette la totale ispezionabilità e pulizia della zona ventilatori Figura 10 – FAN COIL CON PIASTRA RADIANTE. Il modello Bi2 di Olimpia Splendid è caratterizzato da una piastra radiante per il funzionamento invernale. Un sistema che permette al terminale di funzionare d’inverno con o senza ventilatore

Convegno Expocomfort la versione ventilata del suo Relax (Figura 9), caratterizzato dal fatto che esternamente non si nota alcuna differenza rispetto alla versione tradizionale, perché l’aspirazione in uscita dell’aria viene posta nella zona posteriore e laterale. Molto interessante e innovativo il sistema adottato per permettere la totale ispezionabilità e la pulizia della zona ventilatori. Come detto in precedenza, alla temperatura di acqua in ingresso a 45°C la potenza fornita dal terminale si raddoppia quando vengono attivati ventilatori. Forme simili, ma a mandata frontale, caratterizzano il Greenor di Cinier. Fan coil a scambio radiante

Ai radiatori ventilati fanno da contraltare i fan coils a scambio radiante. Olimpia Splendid propone da quasi un decennio il modello Bi2 caratterizzato dall’aggiunta di una piastra radiante per il funzionamento invernale (Figura 10). In questa stagione il terminale può funzionare sia con che senza ventilatore: la potenza nel secondo caso si riduce a poco meno di un terzo, 600 W contro 2.000 W nel modello più piccolo e più adatto al residenziale, (quando la temperatura di ingresso è di 70°C). È doveroso poi sottolineare l’estrema compattezza del terminale, profondo solo 13 cm. Fan coil d’estate, convettore d’inverno

Un’interessante alternativa al sistema ibrido fan-coil radiatore è quello ideato da Galletti, che propone un modello di convettore in grado di funzionare ventilato in estate e a circolazione naturale in inverno, grazie all’inserimento di una

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porta anteriore sul mobile da aprire quando si vuole escludere la ventilazione (Figura 11).

Figura 11 – FAN COIL A CIRCOLAZIONE NATURALE. Galletti propone un modello di convettore (2x1) in grado di funzionare con ventilazione d’estate e con circolazione naturale d’inverno

Terminali come parte di un sistema: l’importanza della regolazione La prossima frontiera è quella di rendere il terminale parte attiva del sistema integrato di regolazione, in grado di colloquiare con il generatore e di adattarsi alle sue esigenze. Per i fan coils questa prassi è ormai consolidata perché da molti anni i costruttori propongono sistemi più o meno evoluti, ma è una novità nel campo dei radiatori. Irsap, ad esempio, sta depositando una serie di brevetti legati proprio alle logiche di regolazione dei radiatori con qualunque generatore ad alta efficienza. Per testare la validità delle proprie idee, il costruttore italiano ha costruito il laboratorio di prova descritto nel Box 2. Si sta lavorando su due fronti: da un lato sulle temperature di lavoro, che si possono variare in funzione sia della tipologia di radiatore e di quella del generatore sia delle condizioni di funzionamento, dall’altro sulle logiche di attivazione di ogni singolo terminale all’interno di un’abitazione. Quest’ultimo aspetto è fondamentale nel caso di utilizzo delle pompe di calore, la cui potenza massima è generalmente molto inferiore a quella di una caldaia, specialmente nelle ore più fredde dell’anno nel caso di pompe di calore evaporanti ad aria.

I nuovi laboratori di prova

È stata ribattezzata CASA IRSAP. Inaugurata a fine gennaio, CASA IRSAP è la testimonianza del flusso e della qualità di investimenti ancora attivi nel settore dei radiatori. Si tratta di un laboratorio di prova che riproduce un appartamento di 100 m² con cinque vani, quattro stanze con bagno. Tutte le pareti esterne e l’intero soffitto del laboratorio sono costruiti con pannelli radianti, in modo da riprodurre la temperatura delle superfici interne delle pareti esposte. Con questo sistema si può riprodurre qualunque situazione, sia di clima che di isolamento termico. I carichi termici sono simulati da un impianto ad aria VAV a portata variabile con post riscaldamento: le bocchette sono poste su un pavimento flessibile e possono essere spostate in funzione del posizionamento del radiatore, che può avvenire su qualunque parete. Il laboratorio nasce per testare la reazioni in condizioni dinamiche dei radiatori o di un qualunque altro terminale. Al suo interno si può simulare ogni condizione di funzionamento, in modo indipendente (locale per locale), seguendo l’andamento dei carichi dovuti non solo al clima, ma anche all’intervento delle persone, all’apertura di una finestra in pieno inverno e alla presenza di ospiti per un pranzo. L’obiettivo è quello di testare la bontà di algoritmi di regolazione brevettati, nati per ottimizzare il connubio tra radiatori e generatori ad alta efficienza, dalle caldaie a condensazione alle tradizionali pompe di calore a compressione, fino alle pompe di calore ad assorbimento e alle pompe di calore a CO2.

Al termine di questa breve carrellata, per nulla esaustiva e rappresentativa di tutte le novità presenti, si può ribadire con forza che i vecchi terminali d’impianto come radiatori e fan coils hanno ancora una lunga vita davanti, quanto meno nel settore della ristrutturazione. Vale la pena concludere citando le parole di Maurizio Mamiani (“Storia della scienza moderna”, Editori Laterza): “La storia del pensiero scientifico non riguarda soltanto la scoperta di nuovi fatti, ma soprattutto l’invenzione di nuovi modi di pensarli”. n

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BOX 2

Conclusioni

CASA-LABORATORIO. Casa Irsap riproduce un’abitazione di 100 m² dove vengono testati algoritmi di regolazione brevettati, nati per ottimizzare il connubio tra radiatori e generatori ad alta efficienza, dalle caldaie a condensazione alle tradizionali pompe di calore a compressione, fino alle pompe di calore ad assorbimento e alle pompe di calore a CO2

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e vicende di Fukushima sono arrivate inattese e violente. Esse ci insegnano che non conosciamo ancora a sufficienza la nostra Terra, ed i metodi migliori per soddisfare le nostre attuali esigenze. In questa nota riassumiamo le fonti di energia necessarie al nostro progresso civile. Si ribadisce la necessitĂ di sviluppare nuove indagini e di aprire nuovi laboratori. Si sottolinea lâ&#x20AC;&#x2122;importanza delle UniversitĂ , nel loro ampio significato di deposito di conoscenza, di luogo di indagine attiva su quanto ancora non conosciamo, e di deposito della cultura raggiunta, da trasmettere alle nuove

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dott. ing Franco Ligonzo

Caro Collega, nessuno,

nosce il valore essenziale dell'aggiornamento conticesco Profumo, infatti, Ă¨ stanuo, oltre quello della culto a lungo rettore del Politura e, per 60 anni, il notecnico di Torino e da qualstro Giornale ha cercato che mese era passato alla & $ , & !'% di soddisfare queste esigenpresidenza del CNR. E il ze, dandosi una ministero dellâ&#x20AC;&#x2122;Istruzione, "" & del Â Â missionâ&#x20AC;&#x201D; >pag.4 â&#x20AC;&#x153;cogliere e interpretare lo lâ&#x20AC;&#x2122;UniversitĂ e della Ricerca, spirito del tempoâ&#x20AC;? (n.13 che gli Ă¨ stato affidato, sapdel 15/7/09) e seguendo piamo essere di grandissimo una linea editoriale che io peso in unâ&#x20AC;&#x2122;economia della stesso nel settembre 2010 conoscenza. Meraviglia, pe(n.14 del 1/9/2010) avevo rĂ˛, che non siano stati scelti riassunta in sei punti: altri ingegneri-architetti-geon â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? alla banalizzazione segue a pag. 5 dei problemi complessi; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al dare spazio alle diverse analisi, purchĂŠ complete, motivate e documentate; ENERGIA NUCLEARE ANNO ACCADEMICO/1 n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? alle soluzioni semplicistiche; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al sostenere POLITECNICO soluzioni che, pur semplici, DI MILANO: tengano conto + % '& (! della com $ && $ $ "$ ( & "' & %' "$! & Crescita plessitĂ di partenza e anâ&#x20AC;&#x201D; >pag.6 , che degli& ( ,% Â effetti di medio Â e sostenibilitĂ periodo; dott. ing. Alessandro clerici n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? allâ&#x20AC;&#x2122;intolleranza ina pag. 8 tellettuale; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? alla discusPRESIDENTE Â CNI sione rispettosa delle idee !%&! (!$! % " %' ( $ & altrui; ANNO ACCADEMICO/2 %! " $ % $( ) "$! && ) ! n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? al bla-bla-bla fine a sĂŠ stesso; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al dare spaUNIVERSITĂ&#x20AC; ! %' & ) ! "$ $ ! , ! $ ! zio !alle &$ $ ! + $ %-Â idee portatrici di DEL SALENTO: valore aggiunto; %&' ' %" && ! %! %! " & Conoscienza n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? a una linea edito ! &$ && â&#x20AC;&#x201D; >pag.5 Â Â asservita â&#x20AC;&#x201D; >pag.13 "$! %% ! riale a interessi di e sapere parte; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? a unâ&#x20AC;&#x2122;informazione plurale e indipendente; a pag. 8 n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? ad accettare che il comportamento eticamen ! "!$& $ $ %" &&! te corretto %% finisca lĂ dove RICHIAMO3 quello â&#x20AC;&#x153;penal ! %& %%! " $ ! ! comincia $! ! mente rilevanteâ&#x20AC;?; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? ad ! (! -Â TITOLO DEL accettare un limite %!"$ &&'&&! ' ) ! Â etico Â â&#x20AC;&#x201D; >pag.8 RICHIAMO: tanto piĂš stringente quanto Sia chiaro: la mia meraviglia non Ă¨ per nulla una critica alla scelta dei ministri fatta dal Premier, Prof. Mario Monti, ma Ă¨ la reazione al fatto che nel suo cosiddetto â&#x20AC;&#x153;governo tecnicoâ&#x20AC;? câ&#x20AC;&#x2122;Ă¨ un solo ingegnere. Certamente questâ&#x20AC;&#x2122;unico ingegnere Ă¨ persona ben nota: il Prof. Ing. Fran-

segue a pag. 3 e 4

LAVORO E OCCUPAZIONE

La crisi finanziaria e quella culturale

dott. ing. Carlo Valtolina

meglio di noi tecnici, coPerchĂŠ Â la Â trattativa Â privata Â non Â piace Â allâ&#x20AC;&#x2122;Antitrust

La Â Manovra Â Salva Â Italia Â cambia Â i Â lavori Â pubblici 1

GIUSEPPE LANZAVECCHIA

el 1996 ho pubblicato un libro (1) che esaminava per diversi paesi industrializzati lâ&#x20AC;&#x2122;evoluzione â&#x20AC;&#x201C; dal 1960 al 1995 â&#x20AC;&#x201C; di economia, occupazione, forza lavoro; demografia per sesso, fasce dâ&#x20AC;&#x2122;etĂ , fertilitĂ , mortalitĂ , durata della vita, processi migratori; societĂ (come lâ&#x20AC;&#x2122;ingresso delle donne sul mercato del lavoro); necessitĂ di una continua crescita economica in tutto il mondo in un contesto di globalizzazione crescente, e quin-

NOVITĂ&#x20AC; NEL SOLCO DELLA TRADIZIONE

Câ&#x20AC;&#x2122;Ă¨ solo un ingegnere nella squadra

di di competizione sempre piĂš diretta tra le diverse aree geopolitiche. Lâ&#x20AC;&#x2122;evoluzione richiedeva cambiamenti strutturali di lavoro e occupazione: aumento dellâ&#x20AC;&#x2122;etĂ lavorativa (fino a 65â&#x20AC;&#x201C;70 anni) dovuto alla maggior durata della vita; scomparsa di tante attivitĂ del passato e comparsa di altre del tutto nuove; riduzione del lavoro dipendente a favore di quello autonomo; attivitĂ sempre piĂš sofisticate e prepasegue a pag. 7

Infrastrutture Â e Â project Â

La situazione mondiale dopo Fukushima

Modello Â tedesco Â per Â le Â tariffe

RAPPORTO Â CNI Â SUI Â BANDI Â DI Â PROGETTAZIONE

a pag. 8

a pag. 6

Le Â Rinnovabili Â sono Â la Â causa Â degli Â aumenti Â della Â bolletta Â elettrica

Numeri indici: gen 2007 = 100

220 210 200 190 180 170

150 140 130 120 110 100 90

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NEWSLETTER Â â&#x20AC;&#x201C; Â Nr.01 Â â&#x20AC;&#x201D; Â Pag.1 Â

Jan-08

80 Jan-07

FV INTEGRATO Meno coStoSo, piĂš appetiBile

ISOLAMENTO come funziona il cappotto acustico?

RETROFIT ENERGETICO re-Skinning awards for buildings

MITI DA SFATARE lâ&#x20AC;&#x2122;elettrosmog fa male?

EVENTI report Mce 2010

IMPIANTI Satelliti dâ&#x20AC;&#x2122;utenza

BANDI NOVITĂ&#x20AC; Â NORMATIVE IMMOBILIARE ENERGIA Â E Â RETI PROFESSIONI IMPIANTI FOCUS Â TECNOLOGICO TERRITORIO Â E Â AMBIENTE MATERIALI PERSONAGGI

del gas per un consumatore domestico tipo

250 240 230

Stefano Boeri

segue a pag. 5

Andamento del prezzo del petrolio e dei prezzi dell'energia elettrica e 260

160

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INTERVISTE

Brent ($/b) Brent (â&#x201A;Ź/b) Prezzo energia elettrica (consumatore domestico tipo) Prezzo gas (consumatore domestico tipo)

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Geotermia

el presente articolo si intendono descrivere i principi fisici di base che regolano il processo di scambio termico tra il terreno ed un sistema di scambiatori interrati nelle applicazioni a pompa di calore a circuito chiuso (Ground Coupled Heat Pumps, GCHP). Questa breve analisi riguarderà gli scambiatori interrati verticali (Borehole Heat Exchangers, BHE), operanti in assenza di significativa circolazione d’acqua nel suolo, condizione per la quale il meccanismo di trasmissione del calore preminente è la conduzione termica. Il comportamento di uno scambiatore di calore a sviluppo lineare inserito nel terreno è stato oggetto di numerosi studi teorici (tra i contributi più importanti quelli di Ingersoll et. al., 1954 ed Eskilson, 1987) ed analisi di tipo sperimentale (e.g. Ribach e Eugster, 2002). Prendendo spunto dal lavoro sperimentale di Ribach e Eugster, che hanno effettuato misure di temperatura nel terreno, per svariati anni, nei pressi di una sonda verticale di 110 m installata in Svizzera, è possibile fare una serie di considerazioni sul peculiare comportamento degli scambiatori di calore di tipo geotermico.

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Geotermia, analisi tempovariante Dinamica termica del terreno e dimensionamento degli impianti di calore a pompa di calore geotermica di Marco Fossa e Danila Dalla Pietà *

Collettori sonde geotermiche

Figura 1 (a e b) – DISTRIBUZIONE DI TEMPERATURA NEL TERRENO nei pressi di uno geoscambiatore verticale: distribuzione nello spazio e nel tempo Fonte: Ribach ed Eugster

Scambio termico tra il terreno e i geoscambiatori

Effetti termici di breve e lungo periodo

Si prendano in esame la Figure 1a e 1b, che riportano l’andamento delle temperature nel terreno in diverse posizioni radiali e lungo l’asse della sonda. Entrambe le figure mostrano che quando il geoscambiatore è attivo (in questo caso viene asportato calore al terreno), il campo di temperature originario (dove la temperatura variava debolmente con la profondità ma rimaneva costante con la distanza radiale) viene fortemente perturbato dallo scambio termico. In particolare la temperatura indisturbata del terreno (nel caso specifico circa 11°C), che caratterizzava tutto il volume di terreno intorno alla sonda, progressivamente viene a ritrovarsi soltanto a una qualche distanza (via via crescente nel tempo) dallo scambiatore medesimo. L’effetto di raffreddamento del terreno nelle vicinanze della sonda si manifesta inoltre con modalità dinamiche e con scale temporali tra loro molto diverse, che vanno dalle ore agli anni. Come mostra la Figura 1b in particolare, una porzione di terreno mostra una risposta di breve periodo (connessa ai cicli di avvio/arresto della pompa di calore) e la temperatura alla parete della sonda in questo caso scende fino a circa 3°C; una porzione di terreno più vasta è caratterizzata inoltre da una risposta di lungo periodo, dovuta al succedersi degli anni di funzionamento. Gli effetti di lungo periodo in particolare mostrano come il terreno rimanga “permanentemente” perturbato nei pressi della sonda, anche quando la sonda non è attiva (per esempio alla fine del periodo invernale di funzionamento). Questa perturbazione del campo di temperature di lungo periodo provoca una progressiva diminuzione della temperatura del terreno nei pressi della sonda rispetto alla temperatura originaria indisturbata. Questa condizione di alterazione del campo di temperatura definita “permanente” si annulla nel corso di molteplici anni, se il prelievo di calore viene a cessare.

È facile osservare come gli effetti di perturbazione del campo termico, di lungo e breve periodo, dipendono da tre principali fattori: le proprietà termofisiche del terreno (conducibilità termica in primis), l’entità e le modalità del prelievo termico (energia prelevata), la geometria dello scambiatore (lunghezza complessiva, mutua disposizione degli scambiatori nel caso di campi sonde). Si rimarca infine come il processo dinamico di scambio termico abbia come effetto quello di modificare la temperatura del terreno in prossimità del perimetro dello scambiatore interrato, temperatura di parete da cui dipende la temperatura del fluido termovettore che percorre lo scambiatore medesimo. Dalla temperatura del fluido vettore, come è noto, dipendono infine le prestazioni (COP) della pompa di calore. Distribuzione radiale di temperatura nel tempo

Un’altra interessante rappresentazione grafica del fenomeno è una elaborazione dell’Autore su dati di M.Bernier, del Politecnico di Montreal. La Figura 2 riporta l’andamento delle temperature in direzione radiale rispetto ad una sonda di 100 m di profondità, inserita in un terreno avente come proprietà termofisiche conducibilità termica pari a 2,1 W/mK e diffusività termica pari a 0,08 m2/giorno. La sonda viene attivata con una potenza di estrazione pari a 2,5 kW (cui corrispondono 25 W/m). La Figura 2 riporta in particolare il profilo radiale di temperatura nel terreno dopo un giorno e dopo una settimana. Figura 2 – DISTRIBUZIONE RADIALE DI TEMPERATURA nel tempo durante il prelievo continuativo di calore a partire dalla condizione indisturbata

Fonte: Corso Progettazione Sistemi Geotermici a Bassa Entalpia, Univ. di Genova, 2010

dynamic ground behaviour and design issues in geothermal heat pump systems

In the present article is intended to describe the basic physical principles that govern the process of heat exchange between the soil and a system of underground heat exchangers in heat pump applications in closed circuit (Ground Coupled Heat Pumps, GCHP). This brief analysis will exchangers underground vertical (Borehole Heat Exchangers, BHE), operating in the absence of significant movement of water in the soil, condition for which the mechanism of heat transfer is the primary thermal conduction. Keywords: GCHP, BHE, geothermal heat pump

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Figura 3 (a, b) – MODELLO A DUE RESISTENZE TERMICHE per la descrizione degli scambi di calore nel terreno e schema di una pompa di calore geotermica

Fonte: Corso Progettazione Sistemi geotermici a bassa entalpia, Univ. di Genova, 2010

I due profili di temperatura mostrano come la temperatura alla periferia della sonda (qui indicata con Tbhe) passi dagli iniziali 10°C (temperatura di terreno indisturbato) a 6,6°C dopo un giorno e a 4,9°C dopo una settimana di funzionamento continuativo. Si prenda inoltre in considerazione lo schema elettrotermico di Figura 3a, dove compaiono i potenziali temperatura del terreno indisturbato (Tgr,∞), temperatura alla periferia della sonda (Tbhe) e temperatura media del fluido all’interno dei tubi di mandata e ritorno (Tf,ave). Questo schema, nella sua apparente semplicità, nasconde la

grande difficoltà della stima delle resistenze termiche Rbhe , che riguarda gli scambi termici all’interno della sonda interrata, e Rground , che descrive il comportamento tempovariante del terreno. Se, sotto opportune ipotesi semplificative, la resistenza termica Rbhe può considerarsi invariante nel tempo e stimabile con opportuni modelli (e.g. Zeng et al. 2003), note le caratteristiche del fluido, delle tubature e del materiale di riempimento utilizzato nella perforazione, altrettanto

Test GRT eseguito in Germania con unità mobile

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non può dirsi della resistenza del terreno Rground , che varia nel tempo in funzione di diversi parametri, incluse le caratteristiche (tipicamente tempovarianti anch’esse) del carico termico cui il terreno è sottoposto. Tornando all’analisi della Figura 2, in base alle definizioni di resistenza termica che risultano dal modello, il valore di Rground dopo un giorno di funzionamento risulta circa 0,14 mK/W, mentre dopo una settimana tale valore risulta quasi raddoppiato (0,22 mK/W). Se l’estrazione termica si arrestasse, il valore di resistenza termica del terreno scenderebbe gradualmente nuovamente a zero e la temperatura di parete raggiungerebbe nuovamente il valore indisturbato. Cosa accade (a parità di flusso termico estratto in maniera continuativa) alla temperatura del fluido all’interno della sonda durante il transitorio qui ipotizzato? Se poniamo che la resistenza Rbhe valga 0,10 mK/W (valore realistico per tubazioni a doppio U con moto turbolento e malta bentonitica ad alta conducibilità) ed ipotizziamo la temperatura indisturbata pari a 10°C, risulta da facili calcoli che la temperatura media del fluido Tf, ave dopo un giorno vale 4,1°C mentre dopo una settimana è pari a 2,4°C. La conseguenza di questo comportamento transitorio, come ricorda la Figura 3b, è che il coefficiente di prestazione della macchina varia nel tempo, perché nel tempo varia

Figura 3 – CARICHI TERMICI MENSILI ALL’EDIFICIO (dati di input, EED) e DISTRIBUZIONE DI TEMPERATURA AL FLUIDO VETTORE (dati di Output, TecGeo) la temperatura del fluido termovettore che attraversa il vaporizzatore della pompa di calore.

Prestazioni energetiche delle pompe di calore geotermiche ed analisi tempovariante L’analisi delle prestazioni di una pompa di calore (sia essa a compressione di vapore che del tipo ad assorbimento) non possono prescindere dalla conoscenza del suo coefficiente di prestazione (o GUE nel caso di macchine ad assorbimento alimentate a gas) durante le operazioni di climatizzazione necessarie all’edificio. La norma UNI 11300-4 descrive una procedura per la stima del fabbisogno di energia primaria per le pompe di calore incentrata sulla conoscenza del COP. Nel paragrafo precedente si è cercato di dimostrare come il COP di una pompa di calore asservita ad un sistema geotermico di tipo chiuso sia caratterizzato da un comportamento tempovariante, che non può prescindere da modelli di calcolo intrinsecamente tempovarianti e basati sulla soluzione dell’equazione generalizzata di Fourier della conduzione termica. Il calcolo del COP pertanto non può in questo caso essere affidato all’introduzione di coefficienti correttivi (rispetto al COP nominale della macchina), perché sono le condizioni operative (caratteristiche tempovarianti del carico), le caratteristiche degli scambiatori

interrati e le proprietà termofisiche del terreno a determinare le condizioni alle quali la pompa di calore si trova ad operare (temperatura di ritorno del fluido termovettore). Come può il progettista del campo sonde o il tecnico chiamato ad effettuare una analisi energetica del sistema edificio-impianto stimare le temperature di funzionamento, scegliere la geometria migliore del campo sonde, stimare i consumi della macchina? Sviluppo di modelli “ibridi” per la soluzione dell’equazione della conduzione termica

La risposta risiede come già detto nella soluzione dell’equazione generalizzata di Fourier. I già citati studi di Ingersoll et al. (1954), Eskilson (1987), quelli più recenti di Kavanaugh & Rafferty (1997), Spittler (1999), Bernier (2001), solo per citarne alcuni, hanno consentito di sviluppare una

serie di modelli cosiddetti “ibridi” per la soluzione dell’equazione della conduzione su orizzonti temporali molto lunghi (10-20 anni) con step di avanzamento del calcolo anche molto brevi (simulazioni orarie o sub orarie). Questi modelli ibridi utilizzano funzioni di trasferimento termiche (thermal response factors) precedentemente calcolate, la cui soluzione viene “sovrapposta” nel tempo e nello spazio (Fossa 2011). Questo approccio risulta estremamente efficiente in termini di tempo di calcolo. In genere è sufficiente risolvere il problema di lungo periodo con step di avanzamento di tipo mensile, o individuando un numero ridotto di step temporali di ampiezza variabile, come suggerisce il metodo Ashrae (Kavanaugh & Rafferty, 1997) e come recentemente riproposto nella norma CTI GL-608. L’approccio ibrido con periodo di avanzamento di tipo mensile è stato

Macchina per perforazioni geotermiche

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Il metodo ASHRAE-CTI

Sintetizzando il metodo Ashrae-CTI si basa sulla formula (3) (3) che contiene i carichi termici decennale Q˙ y, mensile Q˙ m e esaorario Q˙h, tutti espressi in W. Le quantità indicate con R sono resistenze termiche equivalenti al terreno (espresse ancora in mK/W e da stimarsi con il cosiddetto modello della sorgente cilindrica infinita SCI, Ingersoll et al., 1954). L rappresenta la lunghezza complessiva degli scambiatori interrati verticali e Tf,ave in questo caso è la temperatura media del fluido vettore nel caso più sfavorevole. Tp rappresenta infine un termine correttivo che tiene conto della effettiva geometria del campo sonde rispetto all’ipotesi di sorgente cilindrica di lunghezza

adottato in diversi codici di calcolo commerciali, tra cui devono essere menzionati il codice EED 3.0 e l’americano GLHEPRO. Calocolo dinamico su base mensile: il codice TecGeo

Un programma di calcolo simile e operativamente analogo ai due citati è anche quello sviluppato all’università di Genova e denominato TecGeo (Dalla Pietà, Tesi di Dottorato, 2011, Dalla Pietà e Fossa, 2007). Questo tipo di approccio basato su calcoli mensili non può essere risolto senza il supporto di un codice di calcolo dedicato. Il calcolo inoltre richiede come dati di input l’andamento del fabbisogno termico (mensile) dell’edificio, la geometria del campo sonde, le caratteristiche del terreno. Questi programmi di calcolo forniscono, come risultati, i valori medi mensili della temperatura del fluido termovettore di ritorno dal campo sonde e consentono di modificare la geometria degli scambiatori interrati (mutua disposizione, lunghezza complessiva, etc) per effettuare analisi comparative di ottimizzazione. Una volta disponibili le temperature medie mensili del fluido termovettore, sarà possibile stimare il COP della macchina ed il fabbisogno di energia primaria relativo alle operazioni di climatizzazione, valutato anch’esso mese per mese. Le Figure 3a e 3b mostrano un esempio dei dati di input ed output relativi al codice di calcolo EED ed al codice TecGeo. Il calcolo secondo la metodologia AshraeCTI prende in considerazione soltanto tre carichi termici, uno rappresentativo del carico termico medio durante il lungo periodo (10 anni), il carico termico rappresentativo del mese dell’anno più sfavorevole (sia per la climatizzazione invernale che per quella estiva se presente) ed un carico termico di durata esaoraria rappresentativo del giorno più sfavorevole del mese considerato. La metologia Ashrae-CTI è stata recentemente analizzata in un articolo (Fossa, 2011), che può chiarire molti aspetti della formulazione fisicomatematica su cui si basa il metodo di calcolo.

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infinita e che è stato chiamato “temperature penalty” o “temperatura di penalizzazione”. Tale termine correttivo (espresso in °C) è in qualche maniera correlato all’interferenza termica di sonde adiacenti, ma assume valore non nullo anche nel caso di sonda singola di lunghezza finita (Fossa, 2011). Utilizzando la metodologia sintetizzata nell’espressione (3) è possibile calcolare, noti i carichi termici richiesti dall’edificio nei vari mesi e nei vari anni, la temperatura del fluido termovettore nel caso più sfavorevole dell’anno e quindi il COP più basso ottenibile. Risulta pertanto evidente che se da un punto di vista del dimensionamento del campo sonde il metodo Ashrae-CTI risulta cautelativo e consente di effettuare un calcolo in condizioni di “progetto”, se utilizzato per analisi di tipo energetico risulta sicuramente troppo severo nel computo dei consumi di energia primaria della pompa di calore.

Conclusioni Per concludere questa sintetica trattazione si può sicuramente affermare che il funzionamento di un sistema geotermico a bassa entalpia, per le caratteristiche intrinseche di tipo tempovariante riguardanti gli scambi energetici al terreno, presenta peculiarità che lo distinguono nettamente dagli altri impianti per la climatizzazione. In questo senso appare assolutamente non percorribile alcuna analisi energetica di tipo stazionario per determinare le prestazioni di una pompa di calore collegata al terreno. Una

realistica stima dei consumi della macchina deve contemplare la conoscenza dei fabbisogni termici dell’edificio durante tutto l’arco di vita dell’impianto ed avvalersi di modelli di calcolo in regime transitorio, utilizzanti opportune funzioni di trasferimento termico oppure modelli FEM (molto onerosi dal punto di vista del tempo di calcolo) per la soluzione numerica del problema tridimensionale della conduzione tempovariante. n

* Marco Fossa, A/Prof e Danila Dalla Pietà, PhD, Dime – Università degli Studi di Genova

BIBLIOGRAFIA

• ASHRAE handbook-HVAC Applications, Chapter 32, Geothermal Energy, (2003). • Bernier M.A., Ground Coupled Heat Pump System Simulation. ASHRAE Transactions, 106, pp. 605-616 (2001) • Dalla Pietà D., Modelli dinamici per il dimensionamento degli scambiatori interrati verticali per applicazioni geotermiche a pompa di calore, Tesi di dottorato, Università di Genova, (2011). • Dalla Pietà D., Fossa M., A Tool for Borehole Heat Exchanger Design for Ground-Source Heat Pump Applications, Climamed Conference pp. 527-543, (2007). • Eskilson P., Thermal Analysis of Heat Extraction Boreholes. Ph.D. Thesis, Lund University of Technology, Sweden, (1987). • EurObserv’ER, Heat Pumps Barometer, (2009). • Fossa M. 2011. The Temperature Penalty Approach to the Design of Borehole Heat Exchangers for Heat Pump Applications, Energy and Buildings, 43; pp.1473-1479 (2011). • Kavanaugh S.P., Rafferty K., Ground-Source Heat Pumps – Design of Geothermal System for Commercial and Institutional Buildings. ASHRAE, Atlanta, (1997). • Ingersoll L.R., Zobel O.J., Ingersoll A.C. Heat Conduction with Engineering, Geological, and other Applications, McGraw-Hill, New York, (1954). • Rybach L., Eugster W.J., “Sustainability aspects of geothermal heat pumps”, Proc. 27th Workshop on Geothermal Reservoir Eng., Stanford University, Stanford, California, (2002). • Spitler J.D., Yavuzturk C., A Short Time Step Response Factor Model for Vertical Ground Loop Heat Exchangers. ASHRAE Transactions, 105, pp. 475-485 (1999). • Zeng H., Diao N., Fang Z., Heat Tranfer Analysis of Boreholes in Vertical Ground Heat Exchangers. International Journal of Heat and Mass Transfer, 46, pp. 4467–4481 (2003). • Uni-CTI GL608, Sistemi Geotermici a Pompa di Calore: Requisiti per il dimensionamento e la progettazione, (2010). • Università degli Studi di Genova, Corso Progettazione di Sistemi Geotermici a Bassa Entalpia per Applicazioni a Pompa di Calore, www.ditec.unige.it/corso_pdcgeo

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ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Riqualificazione energetica di uno stabile di inizio ’900

IN COPERTURA. Veduta dell’area macchine sulla copertura dello stabile

’impiego di fonti rinnovabili negli edifici esistenti soggetti ad una rilevante ristrutturazione è spesso semplicisticamente ricondotto all’impiego di sistemi di captazione dell’energia solare. Tuttavia, la Direttiva europea 2009-28-CE e il “Decreto rinnovabili” n. 28 del 3 marzo 2011 consentono oggi di ampliare la possibilità di scelta delle energie rinnovabili utilizzabili in ambito impiantistico termotecnico, affiancando all’energia diretta del sole anche l’energia termica di origine solare indiretta presente nell’aria, sfruttata attraverso il funzionamento di una pompa di calore e definita dalle stesse norme “energia rinnovabile aerotermica”. L’impiego di pompe di calore negli impianti di climatizzazione è però vincolato alle temperature massime del fluido termovettore ottenibili dalle apparecchiature e,

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quindi, all’utilizzo di determinati sistemi di diffusione del calore negli ambienti. Tali vincoli, in caso di riqualificazione energetica di un edificio esistente, costituiscono un problema spesso di difficile soluzione. Le pompe di calore ad assorbimento, definite GAHP dalla norma EN 12309, essendo in grado di raggiungere anche temperature elevate dei fluidi termovettori con ottime efficienze anche alle basse temperature della sorgente fredda, si

presentano al mercato come strumenti efficaci per operazioni di retrofit in quasi la totalità delle tipologie impiantistiche classiche presenti nell’edilizia. Nel presente articolo si descriverà la realizzazione di una ristrutturazione degli impianti presso l’edificio residenziale di Via Gabba (zona Brera) a Milano. Nell’esempio realizzativo

qui presentato, la porzione di risparmio energetico di maggiore entità è stata ottenuta agendo sul sottosistema di generazione dell’energia termica, scelto espressamente per questo scopo dalla Committenza e dallo studio di progettazione Energyproject – ing. Cazzaniga.

Lo stabile Lo stabile di Via Gabba è una struttura adibita ad uffici e abitazioni di lusso, realizzata nei primi anni del ’900 a Milano. Volendo riqualificare l’involucro edilizio, aumentandone anche il valore economico, sin da subito si è pensato ad una revisione completa a partire dalle strutture edili. Una diagnosi energetica condotta dallo studio di progettazione ha quindi portato all’individuazione delle strutture murarie più idonee per ridurre drasticamente i fabbisogni energetici della struttura. Lo scopo era anche quello di rendere l’edificio ristrutturato moderno ed efficiente dal punto di vista energetico, rispettando al contempo il suo inserimento nel contesto del centro storico milanese. Da un punto di vista architettonico si è quindi cercato di integrare l’aspetto energetico con l’estetica dell’edificio, la quale non poteva risultare stravolta dalle azioni di retrofit energetico. Essendo la destinazione d’uso dei locali variegata su tre tipologie differenti (residenziale, direzionale e commerciale), chiaramente tutto ciò ha influito sulle potenze termiche e frigorifere necessarie, nonché sulla tipologia degli utilizzatori e sul lay-out degli impianti. Le utenze residenziali e direzionali sono state progettate per un servizio di riscaldamento e condizionamento ad inversione stagionale, mentre le utenze commerciali e direzionali – poste ai piani terra e al primo piano – necessitano di un servizio di riscaldamento e condizionamento anche contemporaneo e quindi basato su di un impianto a quattro tubi. Essendo le utenze sia direzionali che commerciali particolarmente energivore, visto l’alto grado di utilizzo della struttura e degli impianti tecnologici, la Committenza ha

Quanto consuma?

L’edificio è posto su otto livelli fuori terra per una superficie complessiva riscaldata di circa 25.591 m³ con un rapporto S/V pari a 0,340. Grazie ad un primo strato di laterizi forati da 80 mm, a un’intercapedine d’aria di 40 mm, a un materassino isolante in pannelli di fibra di vetro di 80 mm e un secondo ed ultimo strato di laterizi forati da 120 mm, le pareti perimetrali esterne hanno raggiunto un valore di trasmittanza totale pari a circa 0,285 W/[m²K]. Le superfici trasparenti sono state realizzate con serramenti vetrati 6.124/4 ENERGY N/POLARIS, aventi trasmittanza pari a 1,624 W/[m²K], mentre la copertura dello stabile, realizzata con soletta interna in laterizio da 130 mm, strato isolante in poliestere espanso estruso da 40 mm e sottofondo in sabbia e cemento con impermeabilizzazione in bitume, ha raggiunto un valore di trasmittanza pari a 0,537 W/[m²K]. La potenza termica totale richiesta dall’edificio è risultata quindi di 812 kW, mentre la potenza frigorifera necessaria per il servizio di climatizzazione estiva è di 1207 kW.

richiesto allo studio di progettazione di prevedere sistemi atti a sfruttare energie rinnovabili, allo scopo di ridurre in modo significativo i consumi di energia primaria e quindi anche i costi di gestione della struttura stessa.

L’impianto di climatizzazione e il sottosistema di generazione GAHP Le tipologie impiantistiche all’interno della struttura si differenziano quindi a seconda della destinazione d’uso della stessa, sia per quanto

Figura 1 – POST-RISTRUTTURAZIONE. L’edificio di via Gabba a Milano a seguito della ristrutturazione e riqualificazione energetica Figura 2 – CONTESTO URBANO. Inserimento della struttura edile ristrutturata nel contesto urbano cittadino

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ESPERIENZA DELLE AZIENDE

riguarda il sistema di distribuzione adottato che per la tipologia dei sistemi di cessione dell’energia in ambiente. Gli appartamenti e gli studi professionali presenti sono dotati di un impianto a due tubi per riscaldamento o condizionamento simultanei e la cessione dell’energia avviene attraverso pannelli radianti a pavimento e ventilconvettori, i quali sono utilizzati per la deumidificazione estiva dei locali. Mentre per l’attività commerciale del piano terra e per gli uffici del piano primo è stato utilizzato un impianto a quattro tubi idoneo per un servizio di climatizzazione di riscaldamento e condizionamento contemporanei. Gli apparecchi utilizzatori in quest’ultimo caso sono costituiti da ventilconvettori idronici sia a parete che a soffitto. Per massimizzare gli effetti di sfruttamento dell’energia rinnovabile si è scelto di ricorrere alle pompe di calore; nello specifico è stato realizzato un impianto costituito da ventisette pompe di calore ad assorbimento invertibili Robur GAHPAR alimentate a gas metano. Questa scelta è stata effettuata dopo aver preso in considerazione le prestazioni in riscaldamento della pompa e l’esecuzione dei cicli di sbrinamento della batteria alettata, i quali avvengono in 180 secondi senza ridurre l’efficienza media stagionale della macchina e senza interrompere il servizio di riscaldamento dell’edificio. Alle pompe di calore sono stati in seguito aggiunti trentuno refrigeratori ad assorbimento Robur ACF 60-00 per raggiungere le potenze frigorifere di picco estive e tre caldaie Robur Caldaria Condensing collegate a due serbatoi a doppio serpentino per la produzione di acqua calda sanitaria per l’intero stabile. Una volta completato, l’impianto è riuscito a contenere gli impegni elettrici della struttura. Infatti, a fronte di una potenza frigorifera pari a 1,2 MW, l’impegno elettrico delle apparecchiature ad assorbimento ammonta ad un massimale di soli 52,2 kW, ovvero circa 1/20 rispetto alla potenza frigorifera massima erogata e 1/15 rispetto alla potenza termica massima erogata. Tutto ciò ha permesso l’esecuzione di impianti elettrici più semplici e la possibilità di evitare la realizzazione di cabine elettriche anche se di piccole dimensioni.

Utenza

Qh potenza termica (kW)

Qc potenza frigorifera (kW)

Nº pompe di calore

Nº refrigeratori

Piani Terra e 1º

203

306

6 GAHP-AR

8 ACF 60-00

Piano 2º

116

204

4 GAHP-AR

5 ACF 60-00

Piano 3º

255

3 GAHP-AR

6 ACF 60-00

Piano 4º

119

3 GAHP-AR

4 ACF 60-00

Piano 5º

2 GAHP-AR

3 ACF 60-00

Piano 6º

2 GAHP-AR

2 ACF 60-00

Piano 7º

116

4 GAHP-AR

1 ACF 60-00

Piano 8º

3 GAHP-AR

2 ACF 60-00

Figura 3 – ELENCO DEI SOTTOSISTEMI DI GENERAZIONE SUDDIVISI PER IMPIANTI DI PIANO. Dal punto di vista della generazione dell’energia, l’intero impianto è suddiviso in sottosistemi di generazione indipendenti, gestiti elettronicamente dalle singole macro-utenze. Nel prospetto sono riportate le diverse macro-utenze servite dai sottosistemi generazione. L’impianto dei piani primo e terra prevede nelle mezze stagioni l’accensione delle pompe di calore GAHP-AR in funzione di riscaldamento, mentre i refrigeratori ACF sono tenuti accesi per la funzione condizionamento, un sistema elettronico di regolazione appositamente studiato ne consente l’esercizio contemporaneo

Figura 5 – VEDUTA DELL’AREA MACCHINE IN COPERTURA CON IN EVIDENZA LA BARRIERA ESTETICA E ACUSTICA. Il posizionamento delle unità è effettuato in copertura, area completamente dedicata agli impianti tecnologici. Per ovviare a problematiche di ordine estetico e prevenire eventuali contestazioni dovute alle emissioni acustiche, si è previsto in fase di progetto un mascheramento dell’area tecnologica a mezzo di barriere fono-assorbenti, ben inserite nel contesto urbano nel quale sorge la struttura

Figura 4 – POSIZIONAMENTO A TETTO DELLE POMPE DI CALORE AD ASSORBIMENTO

Ø3"

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Ø3"

Figura 7 – RIPARTIZIONE DEI CONSUMI ENERGETICI DEL SOTTOSISTEMA DI GENERAZIONE IN POMPA DI CALORE AD ASSORBIMENTO. La sigla “gas” identifica il consumo d’energia primaria dovuta alla combustione del gas metano; la sigla “EE” identifica il consumo di energia elettrica; la sigla “Erin” identifica la frazione di energia rinnovabile introdotta rispetto all’intero fabbisogno servito

Figura 6 – CONSUMI IN MJ. Grafico ad istogramma dei consumi d’energia primaria espressa in MJ

L’energia rinnovabile aerotermica sfruttabile attraverso le pompe di calore GAHP-AR va ad aggiungersi a quella captata dai pannelli solari piani asserviti al sistema di produzione acqua calda sanitaria.

Figura 8 – EMISSIONI DI CO2. Grafico ad istogramma delle emissioni di anidride carbonica in atmosfera espressa in kg

Risultati Il sottosistema installato, operante ad una temperatura di circa 50°C del fluido termovettore caldo, è caratterizzato da un’efficienza media stagionale invernale pari a circa il 134% riferita al consumo di combustibile gassoso. Comparando la moderna tecnologia ad assorbimento con la preesistente centrale termo-frigorifera composta da una caldaia a metano di vecchia tipologia (rendimento medio stagionale η = 88%) e da un gruppo frigorifero di vecchia concezione (coefficiente di prestazione medio stagionale EER = 2,3), il retrofit del sistema edificio impianto ha portato ad un risparmio energetico annuale stimabile in 20 tonnellate equivalenti di petrolio (tep), ottenendo una riduzione complessiva di 342.910 kWh/anno nei consumi di energia primaria del sottosistema di generazione dell’impianto. Tale risparmio energetico è dovuto in massima parte all’introduzione di energia rinnovabile aerotermica, ottenuta con il funzionamento delle pompe di calore ad assorbimento nella sola stagione invernale. La quantità di energia rinnovabile utilizzata dall’impianto è pari a 316.017 kWh/anno, nonostante le rigide temperature invernali della pianura lombarda e le elevate temperature necessarie agli utilizzatori per mantenere il giusto grado di comfort nell’edificio. Per

il servizio estivo invece si è potuto ridurre l’impegno elettrico della struttura di 402 kW, consentendo la realizzazione di un impianto elettrico più semplice e sicuro ed evitando anche la necessità di un doppio contatore per la gestione delle pompe di calore (necessità che per una pompa di calore elettrica invece rimane obbligatorio). I dati sopra riportati hanno consentito una stima del risparmio economico nella gestione energetica annuale dell’impianto pari al 31% in meno rispetto alla situazione precedente. Il sistema di captazione solare, dimensionato per coprire la metà dei fabbisogni energetici per

Mese

la produzione di acqua calda sanitaria, è costituito da 10 pannelli solari piani per una superficie complessiva di circa 20 m², inclinati di 45° rispetto all’orizzonte e orientati a sud. I risultati attesi dal sistema di captazione descritto sono riassunti nella Figura 9, insieme ai risultati mensili ottenibili in inverno dal sistema GAHP ad assorbimento. Il bilancio ottenuto mostra come, nel caso specifico, la massima parte di energia rinnovabile è ottenuta dall’esercizio invernale delle pompe di calore ad assorbimento aerotermiche GAHP-AR. n * Massimo Ghisleni, Robur Spa

Energia termica Energia rinnovabile Totale energia Energia Energia termica rinnovabile captata dalla necessaria per termica riscald. captata dal sole dai kWh/mese kWh/mese pannelli kWh/mese GAHP kWh/mese ACS kWh/mese

Gennaio

2523

247174

300

66274

66574

Febbraio

2279

188175

706

56928

57634

Marzo

2523

135457

1364

47408

48772

Aprile

2441

33301

1673

12424

14097

Maggio

2523

1833

Giugno

2441

1785

Luglio

2523

2225

Agosto

2523

2206

Settembre

2441

1791

Ottobre

2523

39056

1159

14636

15795

Novembre

2441

154622

503

52828

53331

Dicembre

2523

228124

280

65520

65800

Totali annuali

29702

1025910

15825

316017

331842

Figura 9 – RIEPILOGO energia termica richiesta dall’edificio e energie rinnovabili entranti

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Normativa

UNI/TS 11300 parte 4 Sistemi in Pompa di calore L

a UNI/TS 11300 parte 4 (di seguito detta sem-

plicemente TS) all’interno del suo corpo normativo definisce quali siano i dati d’ingresso e le modalità di calcolo volte a determinare il fabbisogno mensile dei vettori energetici dei sottosistemi di generazione con pompe di calore per riscaldamento e/o produzione di acqua calda sanitaria (di seguito detta semplicemente ACS), e della quota di fabbisogno di energia utile alla distribuzione a carico di sistemi di integrazione da calcolarsi come specificato all’interno delle UNI/

TS. Come si può evincere manca la produzione di energia per il raffrescamento che verrà trattata separatamente all’interno della revisione della parte 3 della serie di specifiche tecniche UNI/ TS 11300.

I risultati dell’inchiesta pubblica

SI evidenzia una modifica al testo della UNI/TS 11300 parte 4 che il gruppo di lavoro CTI GL601 ha approvato a valle della fase di inchiesta pubblica in merito all’eliminazione del capitolo 5.7 intitolato “Energia da fonte rinnovabile” che di fatto disciplinava la determinazione della quota di energia prodotta da fonte rinnovabile.

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La TS si applica sia a pompe di calore a compressione di vapore azionate da motore elettrico sia a pompe di calore ad assorbimento utilizzanti come fonti di energia

Tale decisione si è resa necessaria in quanto ad oggi sono in fase di elaborazione in sede Ministeriale i decreti attuativi a supporto della del Dlgs n.28, che definiranno come valutare la quota di energia rinnovabile nel calcolo della prestazione energetica degli edifici e di conseguenza verrà creato un Gruppo di Lavoro (GdL) ad hoc che elaborerà un testo in linea con il panorama legislativo

Fonte energetica sfruttata La tabella 1 definisce le tipologie di fonti energetiche sfruttate da cui le Pompe di calore si interfacciano per estrarre calore. Dato che la TS considera esclusivamente i servizi di riscaldamento e produzione di ACS o la combinazione di questi ultimi, la modalità di estrazione dell’energia sarà sempre per raffreddamento della fonte utilizzata. Vengono inoltre fornite indicazioni relative al tipo di fonte sfruttata se rinnovabile o meno, ai sensi di quanto previsto dalla Direttiva EU n.281 Sull’utilizzo dell’aria interna come sorgente aerotermica rinnovabile si rimanda a quanto scritto all’interno della, “Posizione di

Classificazione per fonte energetica sfruttata

TABELLA 1

l’aria, il terreno o le acque, sia esse di falda sia superficiali, e impiegate quali generatori termici per i servizi di riscaldamento e produzione di acqua calda sanitaria tramite fluidi termovettori aria e acqua. Per le pompe di calore a compressione di vapore azionate da motore endotermico (ciclo Otto o ciclo Diesel), comunemente denominati sistemi “Total Energy”, non sono attualmente disponibili norme tecniche di prodotto per la valutazione delle prestazioni delle macchine comprensive della potenza termica erogata dalla pompa di calore e di quella ottenuta dal recupero termico dal circuito di raffreddamento del motore (ossia motore ed olio) e dai gas di scarico. Nelle more di pubblicazione di pertinenti norme tecniche, la TS precisa quali dati debbano essere disponibili per questa tipologia di macchine ai fini del calcolo secondo la presente specifica tecnica. La classificazione è effettuata dalla TS sugli impianti utilizzanti pompe di calore in relazione al: • tipo di fonte energetica sfruttata; • tipo di sorgente fredda; • tipo di servizio; • vettori energetici e tipologie di generatori; • tipi di fluido termovettore.

Fonte di energia

Tipologia fonte di energia sfruttata

Modalità di estrazione

Aria esterna

Rinnovabile “aerotermica”2

Raffreddamento e deumidificazione dell’aria esterna

Aria interna

Non rinnovabile se proveniente da sistemi impieganti energie fossili, ad esclusione dell’aria di espulsione

Raffreddamento e deumidificazione dell’aria interna di espulsione in sistemi di recupero

Roccia

Rinnovabile “geotermica”3

Raffreddamento del sottosuolo

Terreno

Rinnovabile “geotermica”

Raffreddamento del sottosuolo

Acqua di falda

Rinnovabile “geotermica”

Raffreddamento del sottosuolo

Acqua di mare

Rinnovabile “idrotermica”4

Raffreddamento acque superficiali

Acqua di lago

Rinnovabile “idrotermica”

Raffreddamento acque superficiali

Acqua di fiume

Rinnovabile “idrotermica”

Raffreddamento acque superficiali

Acque di risulta e liquami di processi tecnologici

Non rinnovabile

Raffreddamento acque e/o liquami di processo.

Liquami urbani

Assimilabile a rinnovabile

Raffreddamento liquami urbani

Aicarr sul D.Lgs. 28/11 per gli aspetti riguardanti le rinnovabili termiche” scaricabile gratuitamente dalla Home page del sito www.aicarr.org.

VETTORI ENERGETICI E TIPOLOGIE DI GENERATORI Gli impianti alimentati da pompa di calore possono essere: • monovalenti, quando tutto il fabbisogno termico stagionale è coperto dalla pompa di calore; • bivalenti monoenergetici, quando una quota del fabbisogno termico stagionale è coperto dalla pompa di calore ed una quota di integrazione è fornita da un generatore ausiliario che utilizza lo stesso vettore energetico della pompa di calore; • bivalenti e bienergetici, quando il fabbisogno termico stagionale è coperto dalla pompa di calore e da un generatore ausiliario che utilizza un vettore energetico diverso da quello utilizzato dalla pompa di calore. Per quanto riguarda i vettori energetici la TS considera: • energia elettrica per le pompe di calore a compressione di vapore; • combustibili gassosi e liquidi per le pompe di calore ad assorbimento a fuoco diretto.

Metodo di calcolo, prestazione delle pompe di calore La metodologia di calcolo descritta dalla TS si fonda sulle seguenti indicazioni: • potenza termica utile erogata; • potenza richiesta in ingresso (input) solo per la funzione riscaldamento, la COP o GUE (in alternativa o in aggiunta alla potenza richiesta: COP

o GUE = potenza erogata/potenza richiesta); • coefficiente correttivo del COP e del GUE ai carichi parziali. Una novità introdotta dalla TS risiede nel fatto che ai fini della metodologia di calcolo il costruttore delle macchine in pompa di calore sarà chiamato a fornire i seguenti dati: • prestazioni a pieno carico (ossia a fattore di carico macchina CR5 pari ad 1 alle temperature di sorgente fredda e pozzo caldo) determinate secondo le norme tecniche pertinenti. • Prestazioni a fattore di carico climatico PLR6 diverso da 1, per le pompe di calore a compressione di vapore, alle stesse temperature di sorgente fredda e di pozzo caldo di cui al punto precedente secondo le condizioni climatiche di riferimento così come definite dalla FprEN 14825:2010: • Average (A) clima di Straburgo; • Warmer (W), clima di Atene; • Colder (C) clima di Helsinki. • Prestazioni a fattore di carico climatico PLR diverso da 1 delle pompe di calore ad assorbimento dichiarate dal costruttore in accordo con la UNI EN 12309-2. La TS definisce le condizioni di riferimento per le quali il fabbricante deve dichiarare le prestazioni a pieno carico e a carico parziale. Viene fornita inoltre una procedura di calcolo che definisce come determinare le prestazioni a pieno carico in condizioni di temperatura diverse da quelle della tabella 2 e della tabella 3 e come determinare il fattore correttivo del COP per fattori di carico macchina CR minori di 1. Le curve o i valori tabulati di potenza termica resa a pieno carico devono essere fornite dal costruttore con riferimento alle norme tecniche

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Normativa Condizioni di riferimento per i dati prestazionali forniti dal costruttore per Pompe di calore volte al solo riscaldamento AiCARR Journal – n° 12 o funzionamento combinato riscaldamento + ACS Sorgente fredda

AiCARR Journal Aria – n° 12

-7

Acqua

Temperatura Pozzo caldo riscaldamento 2) idronico

Temperatura Pozzo caldo produzione ACS

45Luca Alberto 55 Piterà

Temperatura 0 5 10 20 Pozzo caldo Temperatura sorgente Sorgente fredda riscaldamento ad fredda 1) Temperatura di ripresa. 1) 2) Per almeno una delle temperature indicate. Altri dati suggeriti: 25°C, 65°C. aria 3) Per almeno una delle temperature indicate Terreno/roccia

TABELLA 2

Temperatura Pozzo caldo riscaldamento ad 1) aria

Temperatura sorgente fredda

Luca Alberto Piterà

-5

Temperatura 45 55 Pozzo caldo riscaldamento 2) idronico

45 Temperatura 55 Pozzo caldo

produzione ACS

Tabella 2 - Condizioni prestazionali forniti calore volte o 55 Aria di riferimento per -7 i dati 2 7 12 dal costruttore 20 per Pompe di35 45 al solo 55 riscaldamento 45 funzionamento combinato riscaldamento + ACS Acqua Terreno/roccia Pompa di calore

Temperatura sorgente -5 0 5 10 fredda (aria)

20 Temperatura Pozzo 20 caldo produzione 1) ACS

Condizioni riferimento per i dati prestazionali 1) Temperaturadi di ripresa. 2) Per almeno una delle temperature indicate. Altri dati suggeriti: 25°C, 65°C. Prestazione a pieno carico Sola produzione acs temperature 7 indicate 15 20 35 di calore 55 volte costruttore per forniti dal Pompe 3) Per almeno una delle Le pompe di calore possono Tabella 2 - Condizioni di riferimento per i dati prestazionali forniti dal costruttore per Pompe di calore volte al solo riscaldamento o 1) Per almeno una delle temperaturedi indicate. Altri dati suggeriti:sanitaria 45°C, 65°C. essere fornite con o senza un gecalda alla sola produzione acqua funzionamento combinato riscaldamento + ACS Tabella 3 - Condizioni di riferimento per i dati prestazionali forniti dal costruttore per Pompe di calore volte alla sola produzione di acqua neratore di integrazione termica. calda sanitaria Il generatore di integrazione comTemperatura Pozzo Temperatura sorgente preso nella macchina può essere caldo produzione Pompa di calore PRESTAZIONE A PIENO CARICO fredda (aria) 1) una resistenza elettrica ACS Le pompe di calore possono essere fornite senza un generatore di integrazione termica oppure con un o un gene-

TABELLA 3

generatore di integrazione termica. Per quanto concerne il generatore di integrazione compreso nella alimentato ratore a combustione macchina può essere una resistenza elettrica o un generatore a combustione alimentato con combustibili Sola produzione acs 7 15 20 35 55 con combustibili gassosi o liquidi. gassosi o liquidi. Per tali macchine la metodologia di calcolo descritta dalla TS si fonda sui seguenti dati di Per tali macchine la metodologia 1) Per almeno una delle temperature indicate. Altri dati suggeriti: 45°C, 65°C. ingresso: calcolo descritta dalla TS si fon- potenza termica utile erogata PdC; forniti dal costruttore per Pompe di calore volte alladisola Tabella 3 - Condizioni di riferimento per i dati dalla prestazionali produzione di acqua da sui seguenti dati di ingresso: - sanitaria potenza richiesta in ingresso (input); calda - COP o GUE (in alternativa o in aggiunta alla potenza richiesta: COP o GUE =• potenza potenza erogata termica /utile erogata potenza richiesta); PRESTAZIONE A PIENO CARICO dalla PdC; coefficiente correttivo delessere COP aifornite carichisenza parziali. Le- pompe di calore possono un generatore di integrazione termica oppure con un • potenza richiesta generatore di integrazione termica. Per quanto concerne il generatore di integrazione compreso nellain ingresso di prodotto, in funzione della temperatura della (input); • elettrica il GUE riferito allai potenza Aimacchina fini del calcolo secondo la TS il costruttore dovrà fornire seguenti dati: utile per può essere una resistenza o un generatore a termica combustione alimentato con combustibili - (aria prestazioni a pieno carico ariscaldamento; fattore di carico macchina paridalla ad 1TS alle sorgente gassosi oesterna, liquidi. acqua Per tali la metodologia di calcolo descritta si temperature fonda sui seguenti di sorgente fredda delmacchine circuito(ossia • COP o diGUE (indati alternativa o in pozzo caldo indicate nelle e 3 determinate secondo le norme tecniche vigenti; ingresso: dell’evaporatore, ofredda terrenoe in caso di “espansioaggiunta alla potenza richiesta: • la tabelle potenza2elettrica degli ausiliari della macchi- - prestazioni a fattore di erogata carico climatico PLR diverso da 1 alle stesse temperature di sorgente fredda potenza termica utile dalla PdC; ne diretta nel sottosuolo”). COP o GUE = potenza erogata / na non alimentati dal motore espressa come di pozzorichiesta caldo diincui al punto precedente secondo le condizioni climatiche di riferimento (A), (W), - e potenza ingresso (input); Quanto detto vale per le macchine a comrichiesta); frazione della potenza termica fornita dal comdefinite dalla 14825:2010. - (C) COP o GUE (inFprEN alternativa o in aggiunta alla potenza richiesta: COP o GUE =potenza potenza erogata / pressione di vaporepotenza ad azionamento • coefficiente correttivo del COP ai bustibile (in assenza di dato dichiarato si assurichiesta);elettrico, Rimane del correttivo costruttore inuna aggiunta, temperature diverse carichi dalle parziali. precedenti - facoltà coefficiente COP aime carichi parziali. dati mentre per le macchine a compressione didel va-fornire, percentuale pariper al 2%). precisandone le condizioni al contorno. pore azionate da motore endotermico il fabAi fini del calcolo secondo la Il fabbricante deve inoltre dichiarare, per fatAi fini del calcolo secondo la TS il costruttore dovrà fornire i seguenti dati: bricante deve fornire, sotto completa propria TS il dovrà fornire i setori di carico pari a 70%, 50% del carico massimo Nel caso invece di apompe di calore incorporato generatore di integrazione oltre costruttore ai dati forniti - prestazioni pieno carico (ossiacon a fattore di carico macchina pari ad 1 alle temperature di sorgente responsabilità, le prestazioni delle acon generazione guentiforniti dati: e per tabelle il minimo di modulazione: precedentemente le macchine macchine ad integrazione separata dovranno anche i fredda e per pozzo caldo indicate nelle 2 ecarico 3 determinate secondo le normeessere tecniche vigenti; dati: fattore di seguenti carico-CR = 1 nelle stesse condizioni di • prestazioni a pieno I fattori • di correzione (Cd) del GUE prestazioni a fattore di carico climatico PLR diverso da 1 alle stesse temperature di sorgente freddacarico (ossia nel caso che il sistema di integrazione incorporato sia una resistenza elettrica: e di pozzo caldo di cui al punto precedente secondo le condizioni climatiche di riferimento (A), temperatura di sorgente fredda e di pozzo cala fattore di carico(W), macchina pari • I valori di potenza termica utile disponibile per - potenza massima [kW]; (C) definite dalla FprEN 14825:2010. do previste per quelle ad azionamento elettrico. ad 1 alle temperature di sorgenaltri usi. - gradini di potenza; Per ciascun punto fabbricante deve dichiarare: fredda precedenti e pozzo caldo indicaAl in di sotto minimo di modulazio-diversete dalle nel casoilche il sistema dicostruttore integrazione incorporato sia del un generatore combustione: Rimane facoltà del fornire, aggiunta, dati carico per a temperature • la potenzaprecisandone termica utile per riscaldamento; te nelle tabelle 2 e 3 determinane si considera funzionamento della macchina - tipologialecombustibile; condizioni al contorno. - fluido termovettore • l’eventuale ulteriore potenza termicautilizzato; utile dite secondo le norme tecniche on-off. Per fattori di carico intermedi si procede - altri potenza nominale caso di pompe di [kW]; calore incorporato generatore integrazione oltre sponibile Nel per usiinvece (ad termica esempio per acqua vigenti;ai dati forniti percon interpolazione lineare dei fattori di di correzio- potenza del per focolare [kW]; con generazione ad integrazione separata dovranno essere forniti anche i precedentemente le macchine calda sanitaria); • prestazioni a fattore di carico ne dichiarati. seguenti dati: nel caso che il sistema di integrazione incorporato sia una resistenza elettrica: Pagina 4 di 10 - potenza massima [kW]; # - gradini di potenza; nel caso che il sistema di integrazione incorporato sia un generatore a combustione: - tipologia combustibile;

climatico PLR diverso da 1 alle stesse temperature di sorgente fredda e di pozzo caldo di cui al punto precedente secondo le condizioni climatiche di riferimento (A), (W), (C) definite dalla FprEN 14825:2010. Rimane facoltà del costruttore fornire, in aggiunta, dati per temperature diverse dalle precedenti, precisandone le condizioni al contorno. Nel caso invece di pompe di calore con incorporato generatore di integrazione, oltre ai dati forniti precedentemente per le macchine con generazione ad integrazione separata, dovranno essere forniti anche i seguenti dati: nel caso che il sistema di integrazione incorporato sia una resistenza elettrica: • potenza massima [kW]; • gradini di potenza; nel caso che il sistema di integrazione incorporato sia un generatore a combustione: • tipologia combustibile; • fluido termovettore utilizzato; • potenza termica nominale [kW]; • potenza del focolare [kW]; • temperatura massima e temperatura minima di esercizio [kW]; • gli ulteriori dati per il calcolo del rendimento medio di generazione con il metodo analitico della UNI/ TS 11300-2, attualmente in revisione e prossima alla fase inchiesta pubblica. Si ricorda che tutte le UNI/TS 11300 sono finalizzate alla verifica dei fabbisogni di energia degli edifici e non possono essere utilizzate per la progettazione degli stessi. Di conseguenza nell’analisi energetica del nostro sistema edificio-impianto possiamo uscire da quelle che sono le condizioni di riferimento (a pieno carico) in termini di funzionamento delle macchine. Di conseguenza la TS fornisce le modalità di calcolo per determinare le prestazioni di funzionamento delle macchine in pompa di calore azionate elettricamente o ad assorbimento, quando si discostano dalle condizioni di riferimento, o le correzioni in base alla sorgente fredda o in base alla temperatura del pozzo caldo e ai carichi parziali. Per determinare la correzione in base alle condizioni di riferimento per quanto concerne le pompe di calore a compressione di vapore ad azionamento elettrico e pompe di calore ad assorbimento, la determinazione delle prestazioni a pieno carico, in condizioni diverse da quelle dichiarate, si effettua con interpolazione lineare tra i dati dichiarati o con ricorso al rendimento di secondo principio. Invece per le pompe di calore a compressione di vapore azionate con motore endotermico, il calcolo del GUE a pieno carico, per valori di temperature di sorgente fredda e pozzo caldo8, diverse da quelle alle quali sono stati dichiarati i dati dal fabbricante, si effettua per interpolazione lineare fra i valori forniti. Viene di conseguenza definito “rendimento di

secondo principio” il rapporto fra il COP (macchine elettriche) o il GUE (macchine ad assorbimento) effettivo della pompa di calore ed il COP o il GUE massimo teorico COPmax o GUEmax in base al secondo principio della termodinamica con le medesime temperature di sorgente fredda e del pozzo caldo. Per le pompe di calore elettriche, il COP massimo teorico si calcola con la formula: COPmax = (θc + 273,15)/(θc – θf) (1) dove: θf è la temperatura della sorgente fredda; θc è la temperatura del pozzo caldo (mandata della pompa di calore). Per le pompe di calore ad assorbimento, il GUE massimo teorico si calcola con la formula: GUEmax = (θc + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc – θf) (2) dove: θgen,in è la temperatura del generatore della pompa di calore ad assorbimento a fuoco diretto. Si forniscono qui le formule di base per i circuiti a compressione di gas: COP teorico: COPth = (θc + 273,15)/(θc – θf) (3) Rendimento di secondo principio da COP: ηII = COP/((θc + 273,15)/(θc – θf)) = COP × (θc – θf)/(θc + 273,15) (4) COP da rendimento di secondo principio: COP = ηII× (θc+ 273,15)/(θc – θf) (5) Quindi per interpolare fra le diverse temperature di sorgente calda θc,1 e θc,2, a parità di temperatura della sorgente fredda θf si effettua il seguente calcolo in sequenza: 1) Rendimento di secondo principio 1 ηII,1 = COP1/((θc,1+ 273,15)/(θc,1 – θf)) (6) 2) Rendimento di secondo principio 2 ηII,2 = COP2/((θc,2+ 273,15)/(θc,2 – θf)) (7) 3) Rendimento di secondo principio interpolato ηII,x = ηII,1 + (ηII,2 – ηII,1) × (θc,x – θc,1)/(θc,2 – θc,1) (8) COP nelle condizioni intermedie COPx = ηII,x ×(θc,x+ 273,15)/(θc,x – θf) (9) Si forniscono qui le formule di base per i circuiti ad assorbimento a fuoco diretto: GUE teorico GUEth = (θc + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc – θf) (10)

#12

Normativa Rendimento di secondo principio da GUE ηII = GUE/((θc + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc – θf)) (11) GUE da rendimento di secondo principio GUE = ηII × (θc + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc – θf) (12) Quindi per interpolare fra le diverse temperature di sorgente calda θc,1 e θc,2, a parità di temperatura della sorgente fredda θf si effettua il seguente calcolo in sequenza: 1) Rendimento di secondo principio 1 ηII,1 = GUE1/((θc,1 + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc,1 – θf)) (13) 2) Rendimento di secondo principio 2 ηII,2 = GUE2/((θc,2 + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc,2 – θf)) (14) 3) Rendimento di secondo principio interpolato ηII,x = ηII,1 + (ηII,2 – ηII,1) × (θc,x – θc,1)/(θc,2 – θc,1) (15) 4) GUE nelle condizioni intermedie GUEx = ηII,x × (θc,2 + 273,15)/(θgen,in + 273,15) × (θgen,in – θf)/(θc,x – θf) (16) Per tener conto delle variazioni della sorgente fredda i valori del COP o del GUE per temperature intermedie della sorgente fredda (alla medesima temperatura del pozzo caldo) sono determinati come segue: • all’interno del campo di dati fornito dal fabbricante: interpolazione lineare

del rendimento di secondo principio in funzione della temperatura della sorgente fredda; • al di fuori del campo di dati fornito dal fabbricante (con scostamento massimo di 5 K 9): rendimento di secondo principio costante e pari al caso più vicino fornito dal fabbricante. I valori della potenza utile per temperature intermedie della sorgente fredda (alla medesima temperatura del pozzo caldo) si calcolano come di seguito descritto: PdC a compressione • all’interno del campo di dati fornito dal costruttore: interpolazione lineare in funzione della temperatura della sorgente fredda; • al di fuori del campo di dati fornito dal costruttore (con scostamento massimo di 5 K 9): COP calcolato con il rendimento di II principio e moltiplicato per la potenza assorbita costante e pari al caso più vicino fornito dal costruttore. PdC ad assorbimento: • all’interno del campo di dati fornito dal costruttore: interpolazione lineare in funzione della temperatura della sorgente fredda; • al di fuori del campo di dati fornito dal costruttore (con scostamento massimo di 5 K 9): GUE calcolato con rendimento di II° principio e moltiplicato per la potenza assorbita costante e pari a quella del caso più vicino fornito dal fabbricante. Per tener conto delle variazioni del pozzo caldo i valori del COP o del GUE per temperature intermedie del pozzo caldo (alla medesima temperatura della sorgente fredda) sono determinate come segue: • all’interno del campo di dati fornito dal fabbricante: interpolazione lineare del rendimento di secondo principio in funzione della temperatura del pozzo caldo; • al di fuori del campo di dati fornito dal fabbricante (con scostamento massimo di 5 K 9): rendimento di secondo principio costante e pari al caso più vicino fornito dal fabbricante. I valori della potenza utile per temperature intermedie del pozzo caldo (alla medesima temperatura della sorgente fredda) si calcolano come descritto di seguito: PdC a compressione di vapore:

• all’interno del campo di dati fornito dal costruttore: interpolazione lineare in funzione della temperatura del pozzo caldo; • al di fuori del campo di dati fornito dal costruttore (con scostamento massimo di 5 K9): potenza utile costante e pari a quella del caso più vicino fornito dal costruttore. PdC ad assorbimento:

• all’interno del campo di dati fornito dal costruttore: interpolazione lineare in funzione della temperatura del pozzo caldo; • al di fuori del campo di dati fornito dal costruttore (con scostamento massimo di 5 K9): GUE calcolato come al punto precedente e moltiplicato per la potenza assorbita costante e pari a quella del caso più vicino fornito dal costruttore.

Carico ridotto fattore “CR” Nelle condizioni di fattore di carico macchina CR < 1, ossia quando il carico applicato alla macchina è inferiore alla potenza massima che la pompa di calore può fornire, si determina

#12

• potenza termica utile a pieno carico DC’(j) e corrispondente COP’(j) nelle quattro condizioni di temperatura dell’aria esterna [A], [B], [C], [D]. Di seguito, per punti, viene definita la procedura di calcolo per determinare i fattori correttivi: 1. Si assume che per DCbiv il fattore di carico CR è 1 e si determina la potenza termica alla temperatura di progetto come segue: Pdesignh = DCbiv / PLR = DCbiv × [(Tdesh – 16)/(Tbival – 16)] [Wh] (17) 2. Si calcolano i fattori di carico della pompa di calore CR nelle quattro condizioni A, B, C, D come segue: CR(j) = [(PLR(j) × Pdesignh)]/DC’(j) [-] (18) ove l’indice j si riferisce alle quattro condizioni [A],[B],[C],[D] 3. Si calcola il fattore correttivo nelle suddette quattro condizioni: fCOP (j) = COP(j)/COP’(j) [-] (19) Per Tbival il fattore di carico CR e il fattore correttivo risultano pari ad 1. Per valori della temperatura dell’aria minori di Tbival i fattori di carico risultano maggiori di 1 e i fattori correttivi pari ad 1. 4. Si assumono i fattori correttivi fCOP (j) riferendoli ai rispettivi fattori di carico CR(j). 5. Le coppie di punti CR(j), fCOP (j) consentono di definire l’andamento del fattore correttivo in funzione del fattore di carico CR da utilizzare nella procedura di calcolo secondo la presente specifica tecnica. I dati per fattori di carico intermedi si determinano per interpolazione lineare. Per facilitare la lettura i dati del calcolo sono riportati nella tabella 4. Il fattore di correzione del COP determinato in funzione del fattore di carico CR con il metodo qui descritto è indipendente dalla temperatura di annullamento del carico qui assunta pari a 16°C, in quanto dipende solo dal fattore di carico CR e quindi può essere applicato in tutte le condizioni di funzionamento nel calcolo secondo UNI/TS 11300. In mancanza di tali dati la TS prevede quanto segue: • Per le pompe di calore a potenza fissa con funzionamento “on/off” si utilizzano le equazioni del FprEN 14825:2010 con i relativi valori delle equazioni specificate del FprEN 14825:2010 qui di seguito riportate.

una variazione del COP o del GUE ed è di conseguenza necessario determinare un fattore correttivo per le prestazioni della pompa di calore. Tale fattore correttivo può essere determinato come segue in base ad una elaborazione di dati forniti dal costruttore, oppure in base a modelli di calcolo di default quando tali dati non siano forniti. PdC a compressione di vapore

Il fattore correttivo si determina in base ai dati dichiarati secondo il FprEN 14825:2010 come specificato di seguito quando siano forniti i dati. La metodologia di calcolo fornita dalla FprEN 14825:2010 e recepita dalla TS si applica a pompe di calore a compressione di vapore ed azionamento elettrico aria/ aria, aria/acqua, acqua/acqua quando per lo specifico modello di pompa di calore siano disponibili i dati relativi al clima di riferimento A (average) richiesti nel FprEN14825:2010 ai fini del calcolo del valore SCOP 10. Vengono richiesti i seguenti dati: • temperatura di progetto del clima (A): -10°C; • fattore di carico climatico (PLR) per le temperature di aria esterna nei tre punti considerati: -7°C [A], +2°C [B], +7°C [C], + 12°C [D] calcolato assumendo la temperatura di progetto e un valore di temperatura di annullamento del carico pari a 16°C; • temperatura del pozzo caldo: 35°C o 45°C (mandata a temperatura costante); • COP nelle condizioni di parzializzazione [A], [B], [C], [D]. In aggiunta si richiede per il modello di pompa di calore considerato: • temperatura bivalente considerata (valore di riferimento -7°C) e potenza termica a pieno carico alla temperatura bivalente;

dati di calcolo B

Temperature di riferimento

-10°C

-7°C

2°C

7°C

12°C

PLR (T des = -10°)

100%

88%

54%

35%

15%

DCA = DCbival

DCB

DCC

DCD

COP a carico parziale

COPA

COPB

COPC

COPD

COP a pieno carico

COP’A

COP’B

COP’C

COP’D

Potenza DC a pieno carico

TABELLA 4

A Tbival

fattore correttivo Fp

(0,54 × Pdes) /DCB (0,35 × Pdes)/DCC (0,15 × Pdes)/DCD COPB/ COP’B

COPC/ COP’C

COPD/ COP’D

PLR = part load ratio ossia fattore di carico climatico

Pdesignh = a pieno carico con clima A

CR = fattore di carico della pompa di calore

COP = COP a carico CR alle stesse condizioni di temperatura di COP’

DC = potenza a pieno carico alle temperature indicate COP’ = COP a pieno carico alle stesse condizioni di temperatura di COP DCbival = potenza a pieno carico a -7/35°C

#12

Normativa Coefficiente Cd per unità di assorbimento on/off CR

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

0,68

0,77

0,84

0,89

0,92

0,95

0,97

0,99

Coefficiente Cd per unità di assorbimento modulanti CR

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

0,72

0,81

0,88

0,93

0,97

0,99

Pompe di calore aria/aria, antigelo/aria, acqua/aria: COPA,B,C,D = COPDC × (1 – Cd × (1 – CR)) × CR/(Cc × CR + (1 – Cc)) (20) Pompe di calore aria/acqua, antigelo/acqua, acqua/acqua: COPA,B,C,D = COPDC × CR/((1 – Cc) × CR + (1 – Cc)) (21) dove: COPA,B,C,D COP nelle condizioni A, B, C, D secondo FprEN 14825:2010; COPDC COP a pieno carico dichiarato nelle condizioni di temperatura a cui sono riferite le prestazioni a carico parziale; Cc Fattore di correzione dichiarato. In mancanza di tale dato si assume 0,9; Cd Fattore di correzione dichiarato. In mancanza di tale dato si assume 0,25; CR Fattore di carico macchina (capacity ratio). • Per le pompe di calore a gradini come definite dal FprEN 14825:2010 si utilizzano le stesse equazioni con le modalità specificate nel FprEN 14825:2010. • Per le pompe di calore a potenza variabile in mancanza dei dati previsti dal FprEN 14825:2010 si assume un coefficiente correttivo pari a 1 sino al fattore di carico CR = 0,5 (o sino al valore minimo di modulazione se questo è diverso da 0,5) e al di sotto di tale valore CR si procede come al punto 1. PdC a compressione ad assorbimento

In attesa della pubblicazione della nuova versione della UNI EN 12309211, nella quale saranno indicate procedure di calcolo simili a quelle riportate per le macchine elettriche, l’efficienza di utilizzo GUE delle pompe di

note

1 2 3 4 5

calore ad assorbimento funzionanti in condizioni di carico parziale viene calcolata mediante il seguente rapporto. GUEFk = GUE × Cd (22) dove: GUEFk è l’efficienza corretta per tener conto del funzionamento a carico parziale; GUE è l’efficienza a pieno carico delle pompe di calore ad assorbimento; Cd è il coefficiente correttivo legato al fattore di carico FK . (CR). I valori del coefficiente Cd devono essere dichiarati dal fabbricante secondo le norme pertinenti. Nei prossimi numeri di AiCARR Journal verranno descritte nel dettaglio le procedure di calcolo per la determinazione del contributo dei singoli sistemi di generazione contemplati dalla TS, sia alimentati da fonti rinnovabili sia non, tenendo conto delle ultime modifiche apportate alla bozza della TS fatte dal GdL sulla base dei commenti pervenuti durante la fase di inchiesta pubblica. n

Si rimanda per maggiori informazioni alla consultazione del sito AiCARR (www.aicarr.org). All’interno della sezione normativa e legislativa è possibile trovare l’elenco delle norme aggiornate e la possibilità di scaricare i pdf della legislazione in tematica di efficienza energetica a livello comunitario, nazionale e regionale.

Si ricorda che la bozza delle TS è stata inviata prima dell’entrata in vigore del D.Lgs 28/2011 Per fonte di energia aerotermica si intende l’energia accumulata nell’aria ambiente sotto forma di calore. (da Direttiva 2009/28/CE) Per fonte di energia geotermica si intende l’energia immagazzinata sotto forma di calore nel sottosuolo. (da Direttiva 2009/28/CE) Per fonte di energia idrotermica si intende l’energia immagazzinata nelle acque superficiali sotto forma di calore. (da Direttiva 2009/28/CE) Il fattore CR è il fattore di carico macchina (capacity ratio) definito dalla FprEN 14825:2010 definito come il rapporto potenza termica richiesta alla pompa di calore nelle specifiche condizioni di esercizio diviso la potenza termica dichiarata, riferita alle stesse temperature di esercizio. 6 Il fattore PLR definito “part load ratio” è il fattore di carico climatico che, secondo il FprEN 14825:2010, è calcolato come segue: PLR = (θe – 16)/ (θdes – 16) dove θe è la temperatura esterna considerata, θdes è la temperatura di progetto, 16 è la temperatura di bilanciamento. 7 Viene definita sorgente fredda: la fonte di energia rinnovabile o non rinnovabile, nel caso di evaporatore ad espansione diretta, ovvero fluido termovettore freddo. 8 Viene definito pozzo caldo: l’aria dell’ambiente climatizzato o acqua calda sanitaria, nel caso di condensatore ad espansione diretta, ovvero fluido termovettore caldo che riceve l’energia termica valorizzata dalla pompa di calore. 9 Scostamenti maggiori di 5 K dai valori forniti dal fabbricante: i risultati derivanti dal calcolo secondo la presente specifica tecnica potrebbero essere inattendibili 10 SCOP viene definito dalla FprEN14825:2010 come il coefficiente di prestazione di riferimento stagionale calcolato secondo la normativa di prodotto. 11 UNI EN12309-2:2002 – Apparecchi di climatizzazione e/o pompe di calore ad assorbimento e adsorbimento, funzionanti a gas, con portata termica nominale non maggiore di 70 kW – Utilizzazione razionale dell’energia.

#12

Enrico Ghielmetti consegna a Daniele Zanchetta il premio in occasione del quinto anniversario della fondazione della Clever

In ricordo di Enrico Ghielmetti Enrico Ghielmetti, un nome che ai più giovani non dice nulla, ma che a coloro che da anni lavorano nel settore del condizionamento dell’aria sicuramente suscita tanti ricordi. Le unità di trattamento aria, più comunemente condizionatori, sono state il pane quotidiano per i quasi 60 anni della sua vita lavorativa, iniziata nel 1946 con la De Cardenas in viale Monza a Milano, proseguita poi con la Fildis dell’ing. Foà e con la creazione della Saiver di Monza, che è stata veramente una sua creatura. Ancora dopo tanti anni nel pieno di un ragionamento gli capitava di confondere il nome della sua ultima azienda con quello della Saiver. Dopo la Saiver, la Samp e l’Arco di Monza; quest’ultima produttrice di ventilatori centrifughi industriali, prodotto che ha sempre studiato e del quale ha importato diverse licenze dagli Stati Uniti. E ancora, la Climatherm prima a

Gorgonzola e poi a Pessano con Bornago e la grande soddisfazione per l’accordo con l’importante società svedese Flakt, leader del settore nel nord europa che voleva acquisire una quota di mercato in Italia, trovando nella Climatherm l’ideale trampolino di lancio. Soddisfazione che divenne poi delusione perché in poco più di 3 anni il progetto, peraltro guidato dalla dirigenza svedese, è naufragato, ma la tenacia e la determinazione di Enrico non erano svaniti. E allora: Clever a Basiano; clever perché significa intelligente, capace, e noi, diceva, siamo piccoli ma i più capaci. Enrico termina la sua attività lavorativa nel 2001, a 75 anni, dopo la cessione della Clever alla Clivet di Feltre, ma certamente non riduce la sua attività filantropica e di ricerca. Una persona che ha sempre “guardato avanti”, un vulcano di idee, di progetti, di osservazioni, nel suo campo lavorativo e nel sociale per il quale si è speso forse più per che il primo. È stato infatti Ghielmetti ad innovare la costruzione delle unità con i profili in alluminio, i pannelli iniettati con poliuretano, i profili in alluminio senza ponte termico per le unità a bassa temperatura. In campo sociale ha profuso le sue energie

fondando una associazione per aiuti e interventi non assistenziali bensì lavorativi nel terzo mondo con il centro studi problemi internazionali CESPI, che ha raccolto la collaborazione di studiosi latino-americani ed italiani di spicco e che tuttora, a quasi 40 anni dalla fondazione, continua a lavorare nel campo della cooperazione internazionale. Le ricerche in curia della documentazione per i 500 anni della parrocchia di Agrate Brianza sono state fra gli interessi ultimi che hanno riempito le sue giornate. Ho lasciato per ultimo l’aspetto più qualificante di Enrico: oltre alla sua incrollabile fede incarnata in tutti gli atti della sua vita, l’attenzione ai poveri, agli ultimi, come vera bussola che ha indicato il suo cammino e per la quale si è speso senza peraltro mai mettersi in mostra. Non posso dimenticare in questa breve riflessione due persone che negli ultimi anni, segnati da una grave malattia, gli sono state molto vicino: Franco Prete, suo amico fraterno fin dai tempi della De Cardenas e Rodolfo Caciolli fondatore della RC di Pavia con i quali aveva un colloquio telefonico quotidiano, l’unico peraltro che le sue condizioni gli permettevano. I più vicini, forse, ma non certo gli unici a ricordarlo con simpatia e affetto. Claudio Mismetti

#12

AiCARR informa AiCARR a MCE 2012: convegni e seminari per un pubblico esigente

Ritorna a Fiera Milano Quartiere Rho, dal 27 al 30 marzo, l’appuntamento con Mostra Convegno Expocomfort, la vetrina dell’eccellenza tecnologica al servizio della qualità dell’ambiente interno, ormai consolidata nel panorama internazionale grazie all’esperienza maturata in ben 38 edizioni. E consolidata è anche la sinergia tra la Fiera milanese e AiCARR, che anche nel 2012 propone in questo stimolante contesto occasioni di confronto e scambio di knowhow sui temi della sostenibilità ambientale coniugata con un adeguato livello di benessere dell’ambiente interno, anche attraverso l’analisi di soluzioni diverse da quelle tradizionali. AiCARR si presenta quindi a MCE 2012 con una serie di convegni e seminari di aggiornamento tecnico che, grazie alla collaborazione dei migliori esperti in materia, sono in grado di rispondere alle richieste più esigenti e specifiche di chi opera a vario titolo nel settore.

Il programma AiCARR per MCE 2012 Martedì 27marzo Seminario tecnico “Introduzione alla simulazione termoenergetica dinamica” Mercoledì 28 marzo Seminario AiCARR/REHVA “Energy Efficiency in Data Centers” Seminario tecnico “Gli impianti a pompa di calore: cosa cambia alla luce del D. Lgs. 28/11” Seminario AiCARR/ASHRAE “The Topic of Energy Efficiency in Data Centers” Giovedì 29 marzo Convegno “Decreto rinnovabili: prospettive e opportunità” Convegno “Biomasse per la produzione di energia” Seminario tecnico “Smoke Management: sistemi e tecnologie per il controllo del fumo e del calore” Venerdì 30 marzo Seminario tecnico “TABS e collaudo dei sistemi HVAC nella procedura di Commissioning” AiCARR sarà inoltre presente al Pad. 22 presso lo stand D48 per informazioni, contatti, acquisto di pubblicazioni. Per informazioni dettagliate sui singoli eventi vi invitiamo a visitare la sezione del sito dedicata.

L’assemblea dei Soci AiCARR Al termine del Convegno di Padova (il 7 giugno, alle ore 17,00 circa) si terrà, sempre presso il Centro Congressi Villa Ottoboni, l’assemblea generale ordinaria dei Soci AiCARR.

a cura di Lucia Kern

L’attuazione della Direttiva RES. Dopo il successo di Torino, il Convegno a Napoli, Bari e Catania

Oltre 200 persone hanno partecipato al Convegno “L’attuazione della Direttiva RES (Renewable Energy Sources). Opportunità per il risparmio energetico e possibili soluzioni”, che AiCARR ha organizzato a Torino il 19 gennaio scorso. L’evento, di cui è stato trasmesso uno speciale sulle emittenti Retebrescia e RTB Virgilio, ha visto come momento principale la presentazione da parte del Presidente Michele Vio del documento “La posizione AiCARR sul Decreto Legislativo 3 Marzo 2011, n. 28 per gli aspetti riguardanti le rinnovabili termiche”, recentemente pubblicato e scaricabile dal sito AiCARR. Il Convegno ha inoltre chiarito gli obiettivi espressi dalla Comunità Europea con l’emanazione della Direttiva RES e ha offerto spazio alla presentazione di soluzioni pratiche per la sostenibilità energetica degli impianti, anche nell’ottica del concetto di “edifici a energia zero”. Una tavola rotonda, a cui hanno partecipato, fra gli altri, rappresentanti di ordini professionali, associazioni e istituzioni piemontesi, ha concluso l’evento. Visto il grande interesse suscitato dall’argomento, il Convegno verrà riproposto, con alcune variazioni sul programma e con l’intervento di relatori locali, il 27 febbraio a Napoli e in primavera a Bari e Catania. L’attuazione alla Direttiva RES in Italia è anche al centro del Convegno “Decreto Rinnovabili: prospettive e opportunità”, che si terrà in Mostra Convegno Expocomfort il 29 marzo.

Controllo e monitoraggio degli impianti di climatizzazione per il risparmio energetico. A Padova, strategie ed esperienze applicative

Le attuali tendenze dei sistemi di controllo degli impianti di climatizzazione, il funzionamento ai carichi parziali delle macchine termiche e frigorifere, i sistemi di supervisione e monitoraggio: queste le tre macroaree intorno alle quali si sviluppano le relazioni che animeranno, il prossimo 7 giugno, la 29° edizione del Convegno di Padova, dal titolo “Le strategie per il controllo e il monitoraggio di macchine e impianti per la climatizzazione ai fini del risparmio energetico”. AiCARR vi dà appuntamento quindi presso la prestigiosa sede congressuale di Villa Ottoboni con relatori a invito che hanno maturato importanti esperienze professionali e di ricerca nei diversi settori e relatori liberi che intendono condividere i propri studi, esperienze, realizzazioni relativamente al controllo e al monitoraggio del sistema edificio-impianto.

30ª edizione del Convegno di Bologna

Si terrà il 18 ottobre prossimo, nell’ambito di SAIE, la trentesima edizione del Convegno di Bologna. “Qualità dell’ambiente costruito e obiettivi per il risparmio energetico” è il tema scelto per il 2012: un argomento in sintonia con i temi a cui è dedicato il Salone bolognese che ospita l’evento.

Le informazioni e i moduli per le iscrizioni a tutti gli eventi AiCARR sono pubblicati sul sito www.aicarr.org

Districarsi fra le norme consultando il sito AiCARR

Ricordiamo ai Soci che sul sito è attivo, in esclusiva per loro, il servizio ideato al fine di offrire un concreto supporto nel lavoro e nello studio in un ambito complesso e sempre in evoluzione come quello normativo. Inserendo la propria password e scegliendo dal menu la voce Normative, i Soci possono accedere alla sezione Legislazione, dove hanno l’opportunità di consultare tutte le leggi in tema di efficienza energetica, suddivise nelle aree Comunitaria, Nazionale e Regionale. Le leggi sono pubblicate in ordine cronologico, a partire dalla più recente: entrando nella sezione di interesse, si visualizzano rapidamente gli eventuali aggiornamenti in materia, pubblicati in tempo reale. All’inizio di ogni sezione si trova inoltre il link diretto al sito dell’Ente legislativo di competenza. Nella stessa sezione è disponibile anche l’area Certificazione, dove è reperibile tutta la legislazione in tema di certificazione energetica e ambientale. Per ogni Regione è disponibile un documento che riporta le principali disposizioni legislative in materia, il rimando alla legislazione regionale in tema di efficienza energetica, i bandi e finanziamenti attivi, informazioni sul soggetto di accreditamento regionale e sulle caratteristiche dei tecnici abilitati alla certificazione, l’eventuale modulistica utile, la descrizione dei software per la certificazione energetica a livello regionale, l’indicazione dell’eventuale attivazione di un catasto energetico, contatti e indirizzi utili e, infine, una sezione FAQ che chiarisce i dubbi più frequenti (in fase di allestimento).

In tutta Italia, il nuovo corso “in pillole” sulla NORMA UNI 11425

Dopo il “tutto esaurito” registrato a Torino in gennaio, proseguono gli appuntamenti con il corso della Scuola in Pillole “Impianti di ventilazione e condizionamento per il blocco operatorio: la nuova norma UNI 11425”, nato dal lavoro congiunto della Commissione Formazione e del Comitato Tecnico Sanità AiCARR. Grazie alla collaborazione dei Delegati Territoriali i corsi si terranno in varie città italiane: il prossimo appuntamento è a Bari il 5 marzo. La norma UNI 11425, pubblicata lo scorso settembre, si applica ai reparti specificamente destinati allo svolgimento di attività chirurgica - comunemente noti come blocchi operatori - e fornisce indicazioni per la verifica delle prestazioni, l’accettazione, la gestione degli impianti e dei componenti che concorrono al controllo della contaminazione ambientale e al mantenimento di prefissate condizioni termoigrometriche. Sono coinvolte sia le nuove realizzazioni sia le ristrutturazioni edilizie e impiantistiche dei blocchi operatori. AiCARR, che ha collaborato attivamente all’elaborazione della nuova norma in quanto membro del CTI (Comitato Termotecnico Italiano), offre a tutti coloro che si occupano di impianti di climatizzazione per il blocco operatorio l’occasione di approfondirne i contenuti attraverso questo corso “in pillole”, mirato e affidato a docenti esperti. Le sedi e le date saranno pubblicate sul sito all’approssimarsi di ogni evento.

Presso AiCARR i lavori del Working Group 13 “Ventilation in Hospitals”

AiCARR ha ospitato, lo scorso dicembre, i lavori del CEN/TC/156 “Ventilation for Buildings”, Working Group 13 “Ventilation in Hospitals”, a cui partecipano oltre 50 esperti, fra accademici, progettisti e costruttori, appartenenti a 16 Paesi europei. Attualmente è in fase di approvazione da parte del CEN/TC/156 la specifica tecnica FprCEN/TR 16244:2011 – Ventilation for Hospitals, composta da 11 capitoli e 4 allegati, di cui 2 informativi e 2 normativi. La specifica definisce le regole per la progettazione, l’installazione, la qualifica e la gestione/manutenzione dei sistemi HVAC a servizio delle strutture sanitarie. A valle del processo di approvazione, il GdL ha deciso di chiedere al TC156 di sviluppare un nuovo standard europeo sempre intitolato “Ventilation In Hospital”, utilizzando come base la specifica tecnica FprCEN/TR 16244:2011. AiCARR, che ha attivamente contribuito all’elaborazione della norma UNI 11425 “Impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata per il blocco operatorio”, recentemente pubblicata, si sta adoperando affinché i contenuti del nuovo standard europeo, che sicuramente ha un respiro più ampio, non entrino in contrasto con la norma italiana. Working Group 13 “Ventilation in Hospitals” riunito presso la sede di AiCARR

La Scuola AiCARR 2012 Tre percorsi per una formazione sempre più mirata Oltre 20 anni di esperienza nel settore formazione ci insegnano che non esiste un’unica proposta formativa riferibile a tutti ma che ogni studente, ogni neolaureato, ogni professionista manifesta esigenze peculiari di formazione e aggiornamento, caratterizzate da sfumature diverse. Per questo la Scuola AiCARR di Milano si presenta nel 2012 con una novità pensata per rendere sempre più flessibile e “su misura” il programma didattico, attraverso la creazione di tre distinti percorsi: Fondamenti, Approfondimenti, Specializzazione. La Scuola AiCARR - accanto alla possibilità di iscriversi liberamente, come in passato, a uno o più moduli di una giornata - offre quindi l’opportunità di focalizzare l’attenzione su uno specifico argomento, frequentando in sequenza i relativi moduli nei percorsi Fondamenti, Approfondimenti e Specializzazione, oppure di scegliere, in base alle proprie conoscenze e ai propri obiettivi, uno dei tre percorsi da frequentare per intero. I Fondamenti sono pensati tanto i per giovani progettisti che si affacciano al

mondo del lavoro quanto per i tecnici di amministrazioni o aziende ai quali viene richiesto un ampliamento delle nozioni di base. Al termine di questo percorso, i partecipanti possiederanno le conoscenze basilari dell’impiantistica termotecnica, sapranno “leggere un progetto” e avranno appreso gli elementi indispensabili per eseguire il dimensionamento di impianti tradizionali. Inoltre, frequentando i corsi, i neolaureati avranno l’opportunità di conoscere alcuni fra i migliori esperti di settore, ai quali è affidata la docenza, e giovani colleghi con i quali confrontarsi. I moduli di Approfondimento, invece, sono indirizzati a progettisti o tecnici che hanno già familiarità con la progettazione di impianti e con i temi affrontati nei Fondamenti: coloro che frequenteranno l’intero percorso saranno in grado di dimensionare un impianto di climatizzazione e acquisiranno conoscenze su impianti differenti rispetto ai tradizionali. I moduli di Specializzazione, infine, sono rivolti a tutti coloro che, già esperti, sentono l’esigenza di un approfondimento o un aggiornamento su temi particolari. Il calendario dei corsi per il 2012 sarà a breve pubblicato sul sito.

Le soluzioni di oggi per i progetti di domani…

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Fascicolo

DOSSIER MONOGRAFICO

FOCUS TECNOLOGICO

#13

Ventilazione

Evacuazione fumi e compartimentazione

#14 Misure, diagnosi e Catena del freddo

collaudi

#15

Pompe di calore

Scambiatori

#16

Impianti di riscaldamento

Recuperatori di calore

#17 Centrali frigorifere

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

ambiente

Organo Ufficiale AiCARR

BesT PrACTiCes Per EDIFICI DIREZIONALI

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DISLOCAMENTO E RAFFRESCAMENTO PASSIVO MONITORAGGIO IMPIANTO GEOTERMICO EDIFICI E RINNOVABILI: UNI TS 11300 PARTE 4 SPECIALE FACCIATE CLIMATICHE GESTIONE E MANUTENZIONE DEGLI IMPIANTI

mensile – POsTe iTAliAne sPA – POsTA TArgeT mAgAzine - lO/COnV/020/2010.

AnnO 2 - novembre/dicembre 2011

La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

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CoGenerazione e inCenTiVi PeS e ire a ConFronTo TriGenerazione neGLi eDiFiCi ConDizionare MeDianTe roTori DeUMiDiFiCanTi SiSTeMi Di aCCUMULo enerGeTiCo MiCroCoGenerazione reSiDenziaLe mensile – POsTe iTAliAne sPA – POsTA TArgeT mAgAzine - lO/COnV/020/2010.

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La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

INTERVISTA CORREGGERE IL DECRETO RINNOVABILI TAVOLA ROTONDA COME CAMBIANO LE ESIGENZE DEGLI ALBERGATORI PORTATA VARIABILE E SISTEMI RADIANTI ANCHE IN CAMERA TEMPI DI MESSA A REGIME DEI SISTEMI TRIGENERAZIONE PER LA SPA ASSORBIMENTO VS COMPRESSIONE RISPARMIARE L’ACQUA CON LO STANDARD ASHRAE 189.1 IMPIANTI ANTISISMICI

mensile – POsTe iTAliAne sPA – POsTA TArgeT mAgAzine - lO/COnV/020/2010.

ambiente

refrigerazione

AnnO 2 - OTTOBRE 2011

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EFFICIENZA e COMFORT negli AlBergHi

condizionamento

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La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

#11

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condizionamento

AnnO 2 - SETTEMBRE 2011

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mensile – POsTe iTAliAne sPA – POsTA TArgeT mAgAzine - lO/COnV/020/2010.

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dossier: analisi del quarto conto energia mercato del fotovoltaico integrato solar cooling, quale scegliere solare termico per la pompa di calore sistemi multienergia i costi del termodinamico

imPiAnTi solari termici e fotovoltaici

#10

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

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refrigerazione

Best Practices per edifici direzionali

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

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AnnO 2 - maggio-giugno 2011

La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

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Efficienza e comfort negli alberghi

Organo Ufficiale AiCARR

Impianti solari termici e fotovoltaici

Organo Ufficiale AiCARR

Riduzione dei fabbisogni nel retail

Freecooling

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