AICARR JOURNAL NR 15/2012 by AiCARR

#15 riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

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La rivista PER i professionisti DEGLI IMPIANTI HVAC&R

CASE STUDIES

POMPA DI CALORE ARIA-ACQUA DI PICCOLA TAGLIA MONITORAGGIO DI IMPIANTI PILOTA IN CENTRI COMMERCIALI POMPA DI CALORE AD R744 POLIVALENTE SORGENTI TERMICHE TERRA O ARIA? RETROFIT CON POMPA DI CALORE GEOTERMIA, PRESTAZIONI E COSTI VENTILARE CON UTA A RECUPERO TERMODINAMICO CLIMATIZZAZIONE CENTRALIZZATA IN CONDOMINIO

POSTE ITALIANE SPA – Posta target magazine - LO/CONV/020/2010.

POMPE DI CALORE

EURO15

Organo Ufficiale AiCARR

ANNO 3 - settembre 2012

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più sottile più leggero più efficiente Il pannello Stiferite Class SK in schiuma polyiso permette, a parità di isolamento termico, di utilizzare spessori e pesi ridotti rispetto a quelli richiesti da altri materiali. Un vantaggio importante sia per limitare costi e tempi di posa in opera sia per ridurre l’impatto ambientale determinato dalla produzione e dal trasporto del materiale. Le risorse ambientali sotratte all’ambiente per produrre e trasportare il pannello Stiferite Class SK vengono ammortizzate, grazie al risparmio energetico e alla riduzione delle emissioni di CO2, già nel corso della prima stagione di riscaldamento.

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L’EFFICIENZA ENERGETICA AI TEMPI DELLA SPENDING REVIEW

Quanto costa trattare una portata d’aria di 1 m³/h

Il concetto non vale solo per il

per 24 ore al giorno per 365 giorni l’anno, come accade nelle

pubblico, ma anche e soprattutto per il settore

degenze ospedaliere? Tanto: si va da 1,5 € fino a 2,5 €, in funzione

privato. Chi ha a che fare con l’industria, sa quanti sprechi

della località, dell’efficienza dei generatori, dei recuperatori di

si potrebbero evitare rendendo più efficienti gli impianti di

calore, dei ventilatori. Se si pensa alla volumetria degli ospedali

climatizzazione, specie quelli a servizio della produzione. C’è

italiani, si capisce come la spesa sia enorme, dell’ordine delle

poca attenzione perché spesso marginali, nell’immensità delle

decine se non centinaia di milioni di euro.

spese aziendali, ma compatibili con il costo annuo di qualche

Tutti i progettisti sanno che le portate

fissate dalle leggi attuali sono più che abbondanti:

una loro riduzione porterebbe a risparmi considerevoli, forse tali

lavoratore in esubero. Così si preferisce tagliare posti, perché è più facile, più immediato, più sicuro. È un comportamento condivisibile?

da rendere inutili altri tagli ben più dolorosi per la popolazione,

I costi sociali non si vedono nei bilanci delle aziende, ma in quelli

come le prestazioni fornite. Solo aumentare del 5% l’umidità

degli stati sì. Qui non si tratta di idee politiche, di visioni più o

relativa in estate e abbassarla del 5% in inverno porterebbe a

meno “socialiste”: si tratta di pura e semplice etica, con una

risparmi dell’ordine di 0,6 € per la stessa portata d’aria citata in

ricaduta anche economica. Operare seriamente sul risparmio

precedenza. Spesso i primi ad opporsi a modifiche sono i medici,

energetico è fondamentale anche per far crescere le nostre

restii a cambiare parametri che non conoscono. Non è colpa

aziende. Non è solo un problema politico, è un problema

loro: non sanno quale sia il costo, quanto si possa risparmiare.

culturale del paese. Perché la classe politica la scegliamo noi, con

Forse adesso è arrivato il momento giusto, perché di fronte alla

o senza le preferenze sulle schede. Siamo noi a votare i partiti e

scelta se tagliare su un farmaco o accettare un aumento di

non possiamo lamentarci poi della inadeguatezza di chi copre

umidità, la loro posizione potrebbe cambiare.

cariche importanti. E se i probabili protagonisti della prossima

Qualche politico più avveduto, in particolare una giovane senatrice, sta provando a inserire questi concetti nella spending review e AiCARR ha preparato un documento a supporto, con i suoi suggerimenti. Lavorare sull’efficienza energetica è importante, perché qui stanno i veri sprechi. Il kWh non ha un nome e un cognome, non ha una famiglia sulle spalle, un mutuo da pagare: prima di pensare di tagliare occupazione dovrebbe essere primario agire altrove, sulla spesa energetica innanzitutto.

campagna elettorale erano già tutti noti vent’anni fa, compresi Grillo e Montezemolo, qualche esame di coscienza lo dobbiamo fare. Il mondo si evolve e devono cambiare anche i protagonisti, altrimenti si rischia il declino. Si assiste ad una continua personalizzazione degli eventi, continuiamo a cercare “l’uomo della pioggia”, come direbbero gli americani, colui che risolve ogni problema. Non accade solo in politica, accade anche nel mondo industriale, come dimostra il caso Fiat ormai identificata in Marchionne. È un errore, svelato dalla storia. Le grandi aziende sopravvivono ai loro fondatori, come la Apple a Steve Jobs, gli stati sopravvivono ai loro leader. Rifugiarsi sempre nel passato, ricercare soluzioni già percorse, forse dà sicurezza, ma non sempre fa crescere e innovare.

Michele Vio, Presidente AiCARR

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Editoriale 2

Novità prodotti 6

AiCARR Informa 79

CASE STUDY Prestazioni di una pompa di calore aria-acqua di piccola taglia

Periodico Organo ufficiale AiCARR

Confronto dei risultati ottenuti dall’applicazione della EN 14825 con quelli ricavati partendo da un numero di valori sperimentali maggiore di quello proposto dalla normativa

Direttore responsabile ed editoriale Marco Zani

di Filippo Magni, Luca Molinaroli e Marco Molteni

Direttore scientifico Michele Vio Consulente scientifico Renato Lazzarin

RIQUALIFICAZIONE Retrofit con pompa di calore

Per ottenere reali vantaggi è necessario disporre di un’adeguata sorgente fredda per la macchina, valutare la convenienza tecnica ed economica di pompe di calore elettriche o di pompe di calore a gas, tenendo conto delle prestazioni stagionali delle macchine e degli aspetti tariffari di Renato Lazzarin

POMPE DI CALORE IN CONDOMINIO I vantaggi della climatizzazione centralizzata con pompe di calore

Per l’ottenimento di benefit l’installazione deve essere accompagnata da un attento studio del territorio al fine di individuare i pozzi energetici più convenienti e da alcune strategie di ottimizzazione dell’efficienza energetica di Simone Cappelletti e Mauro Strada

SORGENTI TERMICHE Terra o aria?

Aria, acque superficiali, terreno: quale la sorgente termica che si presta maggiormente allo sfruttamento in Italia? Un confronto ragionato sulla base di valutazioni teoriche ed esperienze concrete tratte da alcuni lavori presentati nei convegni Aicarr a cura della Redazione

I costi degli scambiatori a terreno Pompe di calore geotermiche, prestazioni energetiche e costi

La diffusione di tecnologie ad evaporatore allagato può consentire una riduzione dei costi di installazione, mentre l’impiego di pompe a velocità variabile garantisce migliori condizioni operative della macchina di Michele De Carli, Mirco Donà, Antonio Calgaro, Angelo Zarrella

Consulente tecnico per il fascicolo Giovanni Renna 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 Giorgio Bo, Matteo Bo, Nicolandrea Calabrese, Antonio Calgaro, Simone Cappelletti, Michele De Carli, Mirco Donà, Massimo Ghisleni, Renato Lazzarin, Roberto Mancin, Filippo Magni, Luca Molinaroli, Marco Molteni, Paola Rovella, Mauro Strada, Michele Vio, Angelo Zarrella Pubblicità Quine Srl 20123 Milano – Via Spadari, 3 – Italy Tel. +39 02 864105 – Fax +39 02 72016740 Traffico, Abbonamenti, Diffusione Rosaria Maiocchi Editore: Quine srl www.quine.it Presidente Andrea Notarbartolo Amministratore Delegato Marco Zani Direzione, Redazione e Amministrazione 20123 Milano – Via Spadari, 3 – Italy Tel. +39 02 864105 – Fax +39 02 72016740 e-mail: redazione@aicarrjournal.org Servizio abbonamenti Quine srl, 20123 Milano – Via Spadari, 3 – Italy Tel. +39 02 864105 – Fax +39 02 70057190 e-mail: abbonamenti@quine.it Gli abbonamenti decorrono dal primo fascicolo raggiungibile.

VENTILAZIONE Recupero termodinamico con pompe di calore invertibili

Nonostante il mercato italiano non sia ancora sufficientemente maturo, l’utilizzo di UTA a recupero termodinamico è di rilevante importanza strategica in tutti quegli edifici di terziario avanzato per i quali il fabbisogno energetico per ventilazione assume incidenze preponderanti di Matteo Bo, Giorgio Bo e Roberto Mancin

Alta Temperatura a basso GWP Impianto sperimentale con pompa di calore ad R744 (CO2) polivalente

Installata presso il C.R. Enea di Casaccia (Roma), la macchina è stata monitorata con lo scopo di valutarne le prestazioni invernali di Nicolandrea Calabrese e Paola Rovella

ESPERIENZA DALLE AZIENDE Riqualificazione energetica di centri commerciali di media grandezza

A distanza di più di un anno dalla sostituzione dei vecchi impianti con pompe di calore ad assorbimento, vengono illustrati i risultati del monitoraggio di tre casi pilota di Massimo Ghisleni

Stampa CPZ spa - Costa di Mezzate -BG 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 01/01/2011 - 31/12/2012 Tiratura media n. 9.535 copie Diffusione media 9.451 copie Certificato CSST n. 2011-2252 del 27/02/2012 – Società di Revisione Metodo s.r.l.

Tiratura del presente numero: 10.000 copie

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CALDAIA A CONDENSAZIONE ULTRAGAS IN VERSIONE SCOMPOSTA

Caldaia a condensazione con una gamma di potenza da 15 a 2000 kW, UltraGas è ora disponibile anche in una nuova versione che fornisce l’esecuzione scomposta completa di tutti gli accessori e componenti, oltre alla possibilità di effettuare la saldatura e il montaggio direttamente sul posto. La nuova soluzione Hoval intende rispondere alle esigenze più disparate nella riqualificazione edilizia e all’esigenza di rinnovare un parco caldaie obsoleto come quello italiano, anche e soprattutto in vista degli obiettivi europei del 20/20. Oltre alla nuova versione scomposta, UltraGas si caratterizza per le ridotte perdite di carico lato acqua, che consentono di evitare l’installazione della pompa di caldaia, e la termoregolazione a microprocessore (TopTronic T), appositamente progettata e sviluppata da Hoval per i propri sistemi, attraverso schede integrative “Key-Modul” che espande le funzioni della regolazione. Con la scheda di controllo fiamma gestisce e regola la modulazione del bruciatore premiscelato, adeguandolo alle variazioni del fabbisogno termico dell’impianto, gestendo ed ottimizzando anche caldaie in cascata, fino ad un numero massimo di 5. www.hoval.it

vata resistenza alle sollecitazioni meccaniche esterne e agli agenti ambientali, mentre lo strato intermedio, composto da copolimeri di propilene con cariche minerali, offre grande silenziosità e una resistenza alle rotture fino a -20°C. Lo strato interno garantisce invece alta resistenza alle sostanze chimiche, il massimo scorrimento dei fluidi grazie alla superficie liscia e la migliore visibilità interna grazie al colore bianco. Ideale per gli scarichi domestici e pluviali, in quanto utilizzabile per lo scarico di acque nere con pH compreso tra 2 e 12,

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#15

POMPA DI CALORE GEOTERMICA CON CONTROLLO AUTOADATTATIVO Olimpia Splendid presenta Geolo, la pompa di calore geotermica che integra tutte le logiche di controllo per una facile gestione. Geolo opera con la gestione delle curve climatiche(OS Smart Control): queste permettono di variare la temperatura dell’impianto in funzione delle condizioni dell’aria esterna, adeguando l’apporto di calore al fabbisogno termico effettivo dell’edificio, al fine di ottenere un risparmio energetico. La logica di funzionamento tiene conto della stagione climatica e della richiesta di carico termico e tutte le funzionalità possono essere gestite attraverso contatto remoto, via Web o GPRS, tramite il kit supervisione remota (optional). Il software a bordo macchina (OS Adaptive SW), grazie all’interfaccia utente semplice e completa, permette di configurare l’impianto in fase di installazione in base alle esigenze e garantisce il corretto funzionamento del circuito di dissipazione e l’alimentazione dell’impianto di climatizzazione. Sulla parte superiore della macchina sono, inoltre, alloggiate 3 coppie di collegamenti idraulici (mandata e ritorno), 2 per il circuito di dissipazione, 2 per l’impianto e 2 per il circuito di produzione dell’acqua calda sanitaria. La OS Compact Technology ed il controllo di bordo auto-adattativo, semplificano e riducono i lavori di progettazione e di installazione della macchina all’interno dell’impianto. www.olimpiasplendid.it

CASE STUDY Prestazioni di una

pompa di calore aria-acqua di piccola taglia Confronto dei risultati ottenuti dall’applicazione della EN 14825 con quelli ricavati partendo da un numero di valori sperimentali maggiore di quello proposto dalla normativa di Filippo Magni*, Luca Molinaroli** e Marco Molteni*

dell’impiego di pompe di calore aria-acqua per il riscaldamento degli edifici risiede nella variabilità della potenza termica erogata dalla pompa di calore in funzione della temperatura della sorgente fredda, ovverosia l’aria esterna, con cui essa si interfaccia. Infatti, il funzionamento della pompa di calore porta la stessa a produrre una potenza termica crescente all’aumentare della temperatura dell’aria esterna mentre la potenza termica richiesta dall’edificio presenta un andamento opposto. Questo ha due conseguenze importanti: 1. la pompa di calore si troverà spesso a lavorare a carico parziale in quanto la potenza l problema principale

#15

termica erogata spesso differirà dalla richiesta dell’edificio; 2. quando la temperatura dell’aria esterna è bassa, la riduzione della potenza termica erogata dalla pompa di calore, ulteriormente peggiorata dall’innescarsi della formazione di brina, potrebbe essere tale da rendere necessario l’impiego di un sistema ausiliario di riscaldamento che integri o sostituisca la macchina per far fronte alla richiesta dell’edificio. Il primo aspetto trova una soluzione nell’adozione di compressori a velocità di rotazione

variabile con i quali variare la portata di fluido refrigerante, e, quindi, la potenza termica erogata, in funzione della richiesta dell’utenza. Giova specificare che l’utilizzo di un inverter per l’alimentazione del compressore della pompa di calore comporta spesso anche un vantaggio energetico considerevole poiché ne incrementa il COP in un’estesa porzione del suo campo di funzionamento. Viceversa, il

confronto delle prestazioni energetiche di pompe di calore diffe medesimo edificio. In particolare, tale confronto è basato non su condizioni nominali di funzionamento, condizioni poco rappresentativ di funzionamento reali, ma su una previsione delle prestazioni sul c Pompe di calore aria-acqua a velocità variabile: 165 pompa di calore è chiamata a fornire ad un edificio una potenza term applicazione della EN 14825 per determinare le prestazioni medie stagionali variabile in dipendenza della temperatura dell’aria esterna. A tal fine, la normativa EN 14825 definisce l’indice SCOP conv rapporto tra l’energia complessivamente richiesta Giova specificare sin da subito che nell’Equazione (1) assumono primariadaim-un edificio dur La norma EN 14825 disciplina le condizioni di prova e la procedura di calcolo da 2. LA NORMA EN 14825 E LA PROCEDURA DI CALCOLO DEL SCOP riscaldamento e l’energia elettrica consumata nello stesso periodo portanza i due concetti di edificio, tramite il termine che rappresenta l’energia utilizzare per determinare le prestazioni medie stagionali (Seasonal Coefficient utilizzare per il calcolo del SCOP è la seguente: La norma EN 14825 disciplina condizioni e la diprocedura da complessivamente richiesta per scopi di riscaldamento (QH), e di pompa di caloof Performance, ovvero SCOP) di le pompe di caloredi conprova l’obiettivo permetterediuncalcolo utilizzare per determinare le prestazioni medie stagionali (Seasonal Coefficient of confronto delle prestazioni energetiche di pompe di calore differenti applicate al re, tramite i termini rimanenti. Pertanto, la valutazione delle prestazioni medie Q Performance, ovvero SCOP) di pompe di calore con l’obiettivo di permettere un SCOP =può e non deve prescindere dallaHsua interamedesimo edificio. In particolare, tale confronto è basato non sulle prestazioni in stagionali della pompa di calore non QH confronto delle prestazioni energetiche di pompe di calore differenti applicate al TO ⋅ PTO +H SB ⋅ PSB +H CK ⋅ PCK +H OFF ⋅ POF di funzionamento, condizioni èpoco rappresentative funzione diverse,+H accoppiate al medesimo edifimedesimocondizioni edificio.nominali In particolare, tale confronto basato non sulledelprestazioni in con l’edificio poiché pompe di calore SCOP ON condizionizionamento nominali di funzionamento, condizioni poco rappresentative dellelacondizioni reale, ma su una previsione delle prestazioni sul campo, laddove cio, hanno sicuramente prestazioni energetiche differenti. Ad esempio, intuitivadi funzionamento reali, ma su una previsione delle prestazioni sul campo, laddove la una pompa di calore di piccola taglia funzionerà per lungo periodo a pieno pompa di calore è chiamata a fornire ad un edificio una potenza termica continuamente, Giova specificare sin da subito che nell’Equazione (1) as pompa di calore è chiamata a fornire ad un edificio una potenza termica continuamente importanza i due concetti di edificio, tramite il termine che rap mente variabile in dipendenza della temperatura dell’aria esterna. carico e richiederà anche una integrazione di potenza termica tramite un sistema variabile in dipendenza della temperatura dell’aria esterna. complessivamente richiesta per scopi di riscaldamento tal fine, la normativaEN EN 14825 l’indice SCOPSCOP convenzionale come il come ausiliario di riscaldamento, mentre una pompa di calore di grande taglia sarà ca- (QH), e di A talAfine, la normativa 14825definisce definisce l’indice convenzionale il i termini rimanenti. Pertanto, la valutazione delle prestazion rapporto tra l’energia complessivamente richiesta edificio durante ratterizzata datramite lunghi periodi di funzionamento a carico parziale, con prestazioni rapporto tra l’energia complessivamente richiesta da da ununedificio duranteil ilpe-periodo di della pompa di calore non può e non deve prescindere dalla sua interaz riscaldamento e l’energia elettrica consumata nello stesso periodo. L’equazione da riodo di riscaldamento e l’energia elettrica consumata nello stesso periodo. non necessariamente di quelle ottenibili a pienoaccoppiate carico. poichémigliori pompe di calore diverse, al medesimo edificio, h utilizzare per il calcolo del SCOP seguente: L’equazione da utilizzare perèillacalcolo del SCOP è la seguente: prestazioni energetiche differenti. Ad esempio, intuitivamente, una p piccola taglia funzionerà per lungo periodo a pieno carico e rich QH integrazione di potenza termica tramite un sistema ausiliario di risca SCOP = (1) (1) QH una pompa di calore di grande taglia sarà caratterizzata da l +H TO ⋅ PTO +HSB ⋅ PSB +H CK ⋅ PCK +H OFF ⋅ POFF funzionamento a carico parziale, con prestazioni non necessariamente SCOPON ottenibili a pieno carico. Giova specificare sin da subito che nell’Equazione (1) assumono primaria 2.1. Calcolo dell’energia richiesta da un edificio importanza i due concetti di edificio, tramite il termine che rappresenta l’energia complessivamente richiesta per scopi di riscaldamento (QH), e di pompa di calore, Per il calcolo del termine relativo all’energia richiesta da un tramite i termini la valutazione delle prestazioni medie stagionali periodo di riscaldamento Equazione (1)), la normativa su secondorimanenti. aspetto Pertanto, è difficilmente con scadimento delle prestazioni energetiche normativa (si veda(numeratore il Box) suggerisce l’impiego della pompa di calore non può e non deve prescindere dalla sua interazione con l’edificio della relazione seguente: risolvibile in quanto l’impiego di puntuali e medie. della relazione seguente: poiché pompe di calore diverse, accoppiate al medesimo edificio, hanno sicuramente una pompa di calore in grado di La determinazione dell’efficienza media staprestazioni energetiche differenti. Ad esempio, intuitivamente, una pompa di calore di (2) Q H = PDESIGN ⋅ H HE erogare la potenza delle pompe di calore, temauna che coinvol piccola taglia funzionerà pertermica lungo richieperiodo a gionale pieno carico e richiederà anche integrazione potenza termica tramiteconun sistema di riscaldamento, mentreè pertanto stadi dall’edificio in qualunque ge ilausiliario funzionamento ai carichi parziali, Nell’Equazione (2) compaiono i fattori cariNell’Equazione (2) compaiono i fattori carico termico di pro una pompa di calore di grande taglia sarà caratterizzata da lunghi periodi di dizione di temperatura dell’aria un aspetto di estrema attualità anche in consico) termico di progetto (PDESIGN) e nue numero di ore dell’edificio annue equivalenti di funzionamento (PDESIGN funzionamento a carico parziale, con prestazioni non necessariamente migliori di quelle esterna, anche la più bassa, comderazione dell’entrata in vigore della Direttiva mero di ore annue equivalenti di funzionamenquest’ultimo definito come il numero di ore tale per cui il suo prod ottenibili a pieno carico. termicotodi(Hprogetto dell’edificio fornisca l’energia richiesta per scop porta l’impiego di una pompa di Europea 2009/125/CE (Direttiva ERP) e dei relaHE), essendo quest’ultimo definito come il durantenumero la stagione reale, dell’ariacon esterna 2.1. Calcolo dell’energia richiesta un edificio calore fortemente sovradimensiodi ore talecon pertemperature cui il suo prodotto il variabili. D 11_Magni_Molteni_Maolinaroli.qxd 28/05/12da 10:38 Paginativi 166regolamenti di attuazione che stabiliscono Questa è negativa un’etichettatura energetica pompe di cacarico termico di progetto dell’edificio fornisca Per ilnata. calcolo delsituazione termine relativo all’energia richiesta da un edificio delle durante il poiché in molte situazioni la pomlore proprio sulla base dei valori delle prestazioni l’energia richiesta per scopi di riscaldamento duperiodo di riscaldamento (numeratore Equazione (1)), la normativa suggerisce l’impiego della relazione pa diseguente: calore potrebbe dover eromedie stagionali. rante la stagione reale, con temperature dell’agare una potenza termica non otria esterna variabili. Di questi, il primo è fissato in Pompe di calore aria-acqua a velocità variabile: Q H166= PDESIGN ⋅ H HE (2) tenibile tramiteapplicazione la riduzione fase di progetto dell’edificio sulla base di tempeCalcolo dell’energia delladella EN 14825 per determinare le prestazioni medie stagionali velocità di rotazione del compresratura interna ed esterna di riferimento, mentre richiesta da un edificio Nell’Equazione (2) compaiono i fattori carico termico di progetto dell’edificio ma solamente il secondo è stabilito dalla normativa in base alla il calcolo del termine relativo all’enere numero di ore tramite annue l’alterequivalenti diPerfunzionamento (HHE), essendo (PDESIGN) sore fissato in fase di progettoe dell’edificio sulla base da di un temperatura interna ed esterna di tipologia di clima considerato. La Tabella I racconanza di cicli di accensione spegia richiesta edificio durante il periodo quest’ultimo definito come il numero di ore tale per cui il suo prodotto con il carico riferimento, mentre il secondo è stabilito dalla normativa in base alla tipologia di clima termico dignimento progetto dell’edificio fornisca l’energia per scopi di riscaldamento (regolazione glie, per le tre tipologie di clima previste, i dati redi richiesta riscaldamento Equazione la considerato. La Tabella On-Off) I raccoglie, per le tre tipologie(numeratore di clima previste, i dati(1)), relativi durante la stagione reale, con temperature dell’aria esterna variabili. Di questi, il primo è lativi alle temperature di progetto ed alle ore analle temperature di progetto ed alle ore annue equivalenti di riscaldamento. nue equivalenti di riscaldamento. TabellaI I–– Tipologia Tabella Tipologia di clima, clima, temperature temperature di riferimento riferimento e numero numero di ore di ore equivalenti di riscaldamento equivalenti di riscaldamento secondo la ENsecondo 14825. la EN 14825 Calcolo dell’energia richiesta

La norma EN 14825 e la procedura di calcolo del SCOP

Clima Città di riferimento TINDOOR [°C] TDESIGN [°C] HHE [h]

“Colder” Helsinki 20 - 22 2100

“Average” Strasburgo 20 - 10 1400

“Warmer” Atene 20 +2 1400

dalla pompa di calore per il suo funzionamento

Relativamente alla pompa di calore, il calcolo dell’energia elettrica complessivamente consumata (denominatore Equazione (2)) durante il periodo di riscaldamento è pari alla somma dei 2.2. Calcolo dell’energia richiesta dalla pompa di calore per il suo funzionamento Relativamente alla pompa di calore, il calcolo dell’energia elettrica consumi durante il funzionamento “attivo”, duAir-water heatconsumata pumps with variableEquazione speed: application complessivamente (denominatore (2)) duranteof il periodo di rante il quale la pompa di calore effettivamenEN 14825 toèdetermine thedeiseasonal average performance riscaldamento pari alla somma consumi durante il funzionamento “attivo”, durante te produce potenza termica, e durante il funzioload efficiency of heat pumps is currently a topic of great relevance due topotenza the issue of EN 14825. Theepaper ililPart quale la pompa di calore effettivamente produce termica, durante il namento “non attivo”, durante il quale la pompa lustrates the results of“non the application the procedure calculation illustrated in order determine the funzionamento attivo”,of durante il and quale la pompa di therein calore nontoproduce potenza di calore non produce potenza termica ma ha seasonal performance of air-to-water vapour assorbimento compression heat pumps for residential application and equipped termica ma ha comunque un certo di potenza elettrica. Per ilspeed calcolo del Ancontributo al conducted funzionamento attivo”, acoccorre comunque un certo assorbimento di potenza with variable compressor. experimental relativo campaign was in a calibrated“non type calorimeter, determinare, per via sperimentale, elettrica assorbita dalla diincalore elettrica. cording to the conditions shown in the standard, la withpotenza the aim of determining the performance of thepompa heat pump (PSB), riscaldamento durante i periodi di spegnimento termostato (PTO), different operating conditions and of applying da the calculation procedure. Thestandby results are compared with the results del Per il calcolo del contributo relativo al funspegnimento (POFF ). Le corrispondenti ore di funzionamento carter CK) aenumber TO, HSB, obtained(Pfrom of experimental values greater than the ones proposed in the standard. The SCOP(H obtaizionamento “non attivo”, occorre determinaHway della pompa di modalitàcalculation sono stabilite dallainnormativa Hned CK inethis OFF)is in good agreement withcalore the SCOPin fromtali the simplified method proposed EN 14825 in re, per via sperimentale, la potenza elettrica asdipendenza della tipologia di pompa di calore (solo riscaldamento oppure invertibile) e demonstrating that this latter is effective. sorbita dalla pompa di calore durante i periodi della tipologia di clima. Per un clima di tipo “average”, i dati sono riportati nella Tabella Keywords: EN 14825, heat pump, seasonal performance II. di spegnimento da termostato (PTO), standby Tabella II – Numero di ore di funzionamento della pompa di calore per un clima “average”. HCK [h]

Pompa di calore solo riscaldamento 4476

Pompa di calore invertibile 755

#15

CK OFF TO SB h di +elbu ( sono Tj ) » stabilite dalla normativa in ¦ j ⋅ « calore in tali modalità HCK e HOFF) della pompa «¬ COPPL ( Tj ) »¼ j=1 dipendenza della tipologia di pompa di calore (solo riscaldamento oppure invertibile) e della tipologia di clima. Per un clima di tipo “average”, i dati sono riportati nella Tabella I termini che compaiono nell’Equazione (3) rappresentano: il numero di ore di II. accadimento (hj) della generica temperatura dell’aria esterna (Tj), la potenza termica II –(P Numero di temperatura ore di funzionamento della (Tj))dialla dell’aria esterna (Tjun ), ilclima COP richiestaIIdall’edificio Hore Tabella –Tabella Numero di funzionamento della pompa di generica calore per pompa di calore per un clima “average” della pompa di calore a carico parziale (COPPL) ed il valore della potenza termica fornita “average”. all’edificio tramite sistema ausiliario di riscaldamento temperatura dell’aria Pompa dielettrico calore solo riscaldamento Pompaalla di calore invertibile esterna generica (elbu(Tj)). Di questi: [h] 4476 755 HCK

(PSB), riscaldamento del carter (PCK) e spegnimento (POFF). Le corrispondenti ore di funzionamento _Molteni_Maolinaroli.qxd 28/05/12 10:38 Pagina 167 (HTO, HSB, HCK e HOFF) della pompa di calore in tali modalità sono stabilite dalla normativa11_Magni_Molteni_Maolinaroli.qxd in dipen28/05/12 10:38 Pagina HHE [h] 1400 168 1400 temperatura 1. Il termine relativo al numero di ore di accadimento (hj) della generica [h] 4345 0 H OFF denza della tipologia di pompa di calore (solo riHSB [h] esterna (Tj) è riportato0in forma tabellare dalla normativa0stessa in funzione dell’aria scaldamento oppure invertibile) e della tipolo[h] 755 (metodo BIN). Per un clima 755 HTO tipologia della di clima considerato di tipo “average”, i gia di clima. Per10:38 un clima di167 tipo “average”, i dativariabile: dati sono riportati nella Pompe di calore aria-acqua a velocità 167 Tabella III. olteni_Maolinaroli.qxd 28/05/12 Pagina della EN 14825 per determinare le prestazioni medieViceversa, stagionali per il calcolo del contributo relativo al funzionamento “attivo”, occorre sono applicazione riportati nella Tabella II. 168 Pompe di calore a velocità variabile:durante il periodo di III – Numero BIN,aria-acqua temperatura dell’aria rapporto tra richiesta dall’edificio Tabella IIIilTabella –applicazione Numero BIN,l’energia temperatura dell’aria esterna e numero di ore per il Viceversa, per il calcolo del contributo relati- effettuare della EN 14825 perper determinare le prestazioni medie stagionali esterna e numero di ore il clima “average” riscaldamento (QH) ed l’indice di prestazione media stagionale (SCOPON) da determinare clima “average”. vo al funzionamento “attivo”, occorre effettuan tramite la BIN relazione Tseguente: Numero hj [-] Numero BIN Tj [°C] hj [-] j [°C] h j ⋅ PH ( Tdall’edificio j) re il rapporto tra l’energia¦richiesta 1-20 -30ed a -11 0 35 4 356 j=1aria-acqua a velocità variabile: Pompe di calore 167 3. I termini COP elbu(T ) indicano rispettivamente il COP della pompa di calore a PL(3) j SCOPilONperiodo = durante di riscaldamento (Q H) e l’indi21 -10 1 36 5 303 applicazione della 14825 per) -elbu determinare le prestazioni medie stagionali n EN ª º PH ( T T carico parziale e la potenza termica fornita tramite un sistema elettrico ausiliario di ( (SCOP j j) 22 -9 25 37 6 330 ce di prestazione stagionale ON)( da hmedia +elbu Tj ) » ¦ j ⋅« ). I valori del COP e riscaldamento alla temperatura dell’aria esterna generica (T j7 23 -8 23 38 326 COPPL ( T «¬la relazione »¼ j=1 j) determinare tramite seguente: della potenza termica erogata dalla pompa di calore sono determinati sulla base di 24 -7 24 39 8 348 n dati25ricavati da prove dalla normativa. (3) -6 sperimentali 27 condotte alle 40condizioni stabilite 9 335 h j ⋅ PH ( Tj ) I termini che compaiono¦ nell’Equazione (3) rappresentano: il numero di ore di Tali condizioni sono fissate per ciascuna tipologia di clima e per ciascuna tipologia 26 -5 68 41 10 315 j=1 SCOP(h (3)termica -4 (aria-aria, acqua-aria, 91 42 11 della generica temperatura dell’aria esterna (T la potenza accadimento dij),27 pompa di calore aria-acqua ed acqua-acqua) ed in 215 funzione ONj) = n ª PH ( alla º esternadella T Tj ) ( 28 temperatura 89 43TW,OUT = 35 12 169 = 45 j ) -elbu temperatura dell’aria generica (T COP richiesta dall’edificio (P °C, media T di mandata dell’acqua (bassa H(Tj)) j), il-3 W,OUT hj ⋅« +elbu ( Tj ) » ¦ 29alta Ttermica=fornita -255 °C ed altissima 165 T 44 13 151 della°C, potenza della pompa di calore a carico parziale (COPPL) ed il valore W,OUT W,OUT = 65 °C). A titolo di esempio, per una «¬ COP »¼ j=1 PL ( Tj ) 30 -1“average”, sono 173 riportate nella 45 Tabella IV14 all’edificio tramite sistema elettrico ausiliario di riscaldamento alla temperatura dell’aria tipologia di clima le condizioni 105 di prova 31 0 240 46 15 74 )). Di questi: esterna generica (elbu(T della pompa di calore utilizzata nella presente memoria, ovverosia una pompa di I termini chej compaiono nell’Equazione (3) 1 di 280 I termini che compaiono nell’Equazione (3) rappresentano: calore il 32 numero di ore di tipo aria-acqua per applicazioni a bassa temperatura. Nuovamente, in rappresentano: il numero di ore didell’aria accadimen33potenza termica 2 320 della generica temperatura esterna lagenerica accadimento (hj)relativo j), Totale esterna generica (Tj), si4910 della 1. Il termine al numero di ore di accadimento (hj) (T procede mancanza ditemperatura dati misurati alla temperatura dell’aria 34 3 357 to (h generica temperatura dell’aria esterj) della (P (T )) alla temperatura dell’aria esterna generica (T ), il COP richiesta dall’edificio H j j dalla normativa stessa in funzione dell’aria esterna (Tj) è riportato in forma tabellare per interpolazione lineare10:38 (od estrapolazione) sia per quanto concerne il COP, sia per 11_Magni_Molteni_Maolinaroli.qxd 28/05/12 Pagina 169 ed ilBIN). valore della potenza fornita della pompa di(Tcalore parziale richiesta (COP PL) dall’edificio j), la potenza dellana tipologia dia carico clima termica considerato (metodo Per un2.clima di termica tipo “average”, i la termica quanto concerne la potenza dalla macchina. Il termine indicante potenza erogata termica richiesta dall’edificio (PH(Tj)) alla all’edificio tramite sistema elettrico ausiliario di riscaldamento alla temperatura dell’aria (P )) alla temperatura dell’aria dati sono nella Tabella III. esterna generica Tabella IV – Condizioni di prova di pompe di H(Tjriportati ) è determinato per interpolazione lineare temperatura dell’aria esterna generica (T j esterna generica (elbu(Tj)). Di questi: Tabella – Condizioni di(ove prova pompe aria-acqua per calore direlazione tipo aria-acqua per applicazioni a di (Tj), il COP della pompa di calore a carico parziapertipo un clima “average”, con laIVseguente T =di -10 °C è di la Tcalore DESIGN Tabella leIII(COP – Numero BIN, temperatura dell’aria esterna e numero di ore per il applicazioni a bassa temperatura e per un clima “average”. bassa temperatura e per un clima “average” mentre T = 16 °C è la temperatura dell’aria esterna alla quale convenzionalmente il valore della potenza termica forPL) ed 1. clima Il termine relativo alil numero di ore di accadimento (hj) della generica temperatura “average”. Evaporatore Condensatore carico termico dell’edificio si annulla): all’edificio sistema elettrico ausiliario riportato in forma tabellare dalla normativa stessa in funzione Pompe di calore aria-acqua a velocità variabile: dell’arianita esterna (T ) ètramite 169 Numero BIN

Tj [°C]

h [-]

Numero BIN

Prova T [°C]

di carico parziale h Condizioni [-]

TBS,IN/TBU,IN

TW,OUT

j j applicazione medie stagionali della1-20 tipologia di-30 clima consideratoj 0(metodo BIN). Per un climaj 4di tipo “average”, i della EN 14825 per determinare le prestazioni di riscaldamento dell’aria ester[°C] [°C] a -11alla temperatura 35 356 * T -16 ( ) dati sono riportati nella Tabella III. j A (-7-16)/(T -16) -7/-8 /35 21na generica -10 1 36 5 303 DESIGN (elbu(Tj)). Di questi: (4) PH ( T ⋅ PDESIGN * j) = -16) 2/1 (+2-16)/(T 22 -9 25 37 6 B 330( -10-16 DESIGN )DEL COP DELLA POMPA DI CALORE */35 1. Il relativo al numero di ore di accaditermine 3. DETERMINAZIONE Tabella 23 III – Numero-8BIN, temperatura dell’aria38esterna e numero per il (+7-16)/(TDESIGN-16) 7/6 /35 PL 23 7 C di ore 326 * della generica 24 temperatura dell’aria 12/11 /35 24 mento (hj)-7 39 8 D 348 (+12-16)/(TDESIGN-16) clima “average”. Come precedentemente affermato, la pompa di TOL calore considerata *nella E (TOL-16)/(T -16) /35 presente 25 -6 27 40 9 335 DESIGN esterna (T tabellareBIN dal- Tj [°C] j) è riportato Numero BIN Tj [°C] hj in [-] forma Numero huna j [-] pompa di calore di tipo aria-acqua equipaggiata con compressore * memoria, è e -16)/(T -16) T /35 F (T -5 10 BIVALENT DESIGN BIVALENT 1-2026 la normativa -30 a -11 0 68 35 41 4* ventilatore 356315 stessa in funzione della tipologia per la movimentazione dell’aria a velocità di rotazione variabile e14511-2 con pompa Portata di acqua ottenuta dalle prove a massima potenza eseguite in accordo alla EN 27 -4 91 42 11 215 21 -10 1 36 5 303 dicon circolazione dell’acqua a ingresso velocitàpari di rotazione costante. Le principali (metodo BIN). Per un clitemperatura dell’acqua in a 30 °C e temperatura di uscita pari a caratteristiche 35 °C. -3 22 28 di clima-9considerato 25 89 37 43 6 12 330169 dei componenti della pompa di calore sono illustrate nella Tabella V. 29 -2 165 44 13 151 ma di tipo 23 -8 “average”, i dati 23 sono riportati 38 nella 7 326 105 osservare che l’indice SCOPON, definito nell’Equazione (3), tiene giova 24 30 Tabella III. -7 -1 24173 39 45 8 14Da ultimo348 15 74 Tabella V – 335 Principali della pompa di calore. in9considerazione anche ilcaratteristiche consumo di energia derivante dall’adozione di un sistema 25 31 -6 0 27240 40 46 Tabella V – Principali caratteristiche della pompa di calore la potenza termica 1 26 322. Il termine -5 indicante 68280 41 richie10 315 di riscaldamento. elettrico ausiliario Componente Tipo Tale sistema, non necessariamente Caratteristiche incorporato 320 (PH(Tj)) 91 alla temperatura dell’a27 33 sta dall’edificio -4 2 42 11 all’interno della215 pompa entra in funzione ogniqualvolta- la potenza termica Refrigerante R410A Totale 4910 di calore, 357 28 34 ria esterna -3 3generica (T89 43 12 169 di calore risulta inferiore Cilindrata [cm3/rev] erogata dalla pompa rispetto alla potenza termica 15 richiesta j) è determinato per inCompressore Twin rotary 29 -2 165 44 13 151 Campo frequenze [Hz] medio10stagionale ÷ 105 dall’edificio. Di conseguenza, nuovamente, l’indice di prestazione terpolazione lineare con la seguente relazione 2 -3 2. Il la potenza termica45 richiesta dall’edificio (P105 30 termine indicante -1 173 14 H(Tj)) alla ] 30,22·10 Superficie piastra piuttosto che essere alla pompa di calore tal[mquale è riferito al suo SCOPONCondensatore Piastreriferito saldobrasate 31 240 15 interpolazione 74 lineare per temperatura generica (ove Tdell’aria =0-10°C èesterna la TDESIGN per un(T clima “averaNumero piastre [-] 48 j) è46determinato accoppiamento con l’edificio. Al fine di ottenere un’indicazione delle prestazioni medie 32 la ge”, 1 relazione con seguente T = -10 °C dell’aria è la TDESIGN per un clima “average”, Diametro est. tubi [mm] 7 mentre T = 16°C(ove è280 la temperatura in stagionali della sola pompa di calore, la normativaNumero introduce il concetto di SCOP 33 320 tubi [-] 36 NET mentre T = 16 2°C è la temperatura dell’aria esterna alla quale convenzionalmente il Totale 4910 esterna alla quale convenzionalmente il caricui il contributo del sistema elettrico ausiliario di riscaldamento è scorporato. 34 3 Evaporatore Batteria alettata Numero ranghi [-] 3 carico termico dell’edificio si357 annulla): co termico dell’edificio si annulla): Passo alette [mm] 1,4 Area frontale [m2] 0,69 2. Il termine indicante la potenza termica richiesta dall’edificio (PH(Tj)) allan ª º h ⋅ P T − elbu T T -16 ( ) ( ) ( ) ¦ j ¬ H j jPortata nominale [kg/h] 105 j ¼ ) è determinato per interpolazione lineare temperatura dell’aria esterna generica (T j Valvola espansione PMV (4) j=1 PH ( T ⋅ PDESIGN (4) j) = N° impulsi nominali [-] 500 (5) SCOP = per un clima “average”, con la seguente relazione (ove T = -10 °C è la T -10-16 NET DESIGN ( ) n ª º P T -elbu T ( ) ( ) j mentre T = 16 °C è la temperatura dell’aria esterna alla quale convenzionalmente il h ⋅ « H j » Per determinare¦le jprestazioni della pompa di calore, in accordo alle condizioni 3. I termini COPPL edsielbu(T j) indicano rispettivacarico termico dell’edificio annulla): « COPPL ( Tj ) ¼» j=1 ¬ mostrate in Tabella IV, è utilizzata una camera calorimetrica di tipo calibrato che mente il COP della pompa di calore a carico permette di condurre prove di laboratorio su macchine di potenza termica massima pari a parziale (eT la potenza ) ⋅ P termica fornita tramite j -16 20 kW. Gli intervalli entro cui è possibile variare le condizioni termoigrometriche (4) PH ( T = ) j 35°C, media un sistema elettrico ausiliario di riscaldamento TW,OUT = 55°C ed il COP, sia per concerne dell’aria sonoTW,OUT - 20 = °C45°C, ÷ 60alta °C per quanto concerne la temperatura di quanto bulbo secco e5%÷ ( -10-16 ) DESIGN alla temperatura dell’aria esterna generica (Tj). altissima T A titolo di esempio, per Uno schema la potenza termica erogata dalla è 95 % per quanto concerne l’umidità relativa. dell’apparato sperimentale W,OUT = 65°C). mostrato nella di Figura I valori del COP e della potenza termica erogauna tipologia clima1.“average”, sono riportamacchina. ta dalla pompa di calore sono determinati sulte nella Tabella IV le condizioni di prova della Da ultimo giova osservare che 5 e la base di dati ricavati da prove sperimentali pompa di Accumulo calore utilizzata nella presente mel’indice SCOPON, definito nell’Equa6 termoresistenze 4 condotte alle condizioni stabilite dalla normamoria, ovverosia una pompa di calore di tipo zione (3), tiene in considerazione per l'acqua 7 tiva. Tali condizioni sono fissate per ciascuna aria-acqua per applicazioni a bassa temperaanche del consumo di energia de8 sistema tipologia di clima e per ciascuna tipologia di tura. Nuovamente, in mancanza di dati misurivante dall’adozione di un pompa di calore (aria-aria, acqua-aria, aria-acrati alla temperatura dell’aria esterna generielettrico ausiliario di riscaldamen3 1 Compressore qua ed acqua-acqua) ed in funzione della temca (Tj), si 2procede to. Tale sistema, non necessariaper interpolazione lineare Inverter 3 Valvola 4 vie peratura di mandata dell’acqua (bassa TW,OUT = mente incorporato all’interno della (od estrapolazione) 4 Condensatoresia per quanto concerne F T

#15

5 6 7 8

Filtro disidratatore Ricevitore di liquido Valvola di espansione Evaporatore

Sonda di temperatura Sonda di portata

2 Camera calorimetrica di tipo calibrato

Figura 1 – Schema dell’apparato sperimentale.

[°C] [°C] Tabella IV, è utilizzata una camera calorimetrica di tipo calibrato che -7/-8 mostrate in */35 A (-7-16)/(TDESIGN-16) * permette di condurre prove di laboratorio su macchine di potenza termica massima pari a 2/1 /35 B (+2-16)/(TDESIGN-16) 20 kW. Gli*/35 intervalli entro cui è possibile variare le condizioni termoigrometriche C (+7-16)/(TDESIGN-16) 7/6 * - 20 °C ÷ 60 °C per quanto concerne la temperatura di bulbo secco e 5 % ÷ 12/11 dell’aria sono /35 D (+12-16)/(TDESIGN-16) * E (TOL-16)/(TDESIGN-16) TOL 95 % per quanto /35 concerne l’umidità relativa. Uno schema dell’apparato sperimentale è * Figura 1 – Schema dell’apparato sperimentale -16)/(T -16) ogniqualvolTBIVALENT mostrato nella /35Figura 1. F pompa di(Tcalore, BIVALENT entra inDESIGN funzione * Portata di acqua ottenuta dalle prove a massima potenza eseguite in accordo alla EN 14511-2 ta la potenza termica erogatapari dalla pompa di caF T 5 con temperatura dell’acqua in ingresso a 30 °C e temperatura di uscita pari a 35 °C.

lore risulta inferiore rispetto alla potenza termica Accumulo e termoresistenze , definito nell’Equazione (3), tiene Da ultimo giova osservare che l’indice SCOPON richiesta dall’edificio. Di conseguenza, nuovaper l'acqua in considerazione anche il consumo di energia derivante dall’adozione di un sistema mente, l’indice di prestazione medio stagionale elettrico ausiliario di riscaldamento. Tale sistema, non necessariamente incorporato piuttosto che essere alla pompa all’interno SCOP della ONpompa di calore, entrariferito in funzione ogniqualvolta la potenza termica di calore tal quale è riferito al suo accoppiamenerogata dalla pompa di calore risulta inferiore rispetto alla potenza termica richiesta 1 Compressore dall’edificio. Di conseguenza, nuovamente, di prestazione medio stagionale to con l’edificio. Al fine di ottenere l’indice un’indicazio2 Inverter 3 Valvolaal 4 viesuo che essere riferito alla pompa di calore tal quale è riferito SCOPON piuttosto ne delle prestazioni medie stagionali della sola 4 Condensatore 28/05/12 accoppiamento con l’edificio. Al fine di ottenere 11_Magni_Molteni_Maolinaroli.qxd un’indicazione delle prestazioni medie 10:38 5 Filtro disidratatore pompa di calore, la normativa introduce il conRicevitore di liquido in stagionali della sola pompa di calore, la normativa introduce il concetto di67 SCOP NET Valvola di espansione cetto di SCOP in cui il contributo del sistema NET 8 Evaporatore cui il contributo del sistema elettrico ausiliario di riscaldamento è scorporato. elettrico ausiliario di riscaldamento è scorporato. Sonda di temperatura

7 8 3

Pagina 170

2 Camera calorimetrica di tipo calibrato

SCOPNET =

¦h j=1

ª H ( Tj ) − elbu ( Tj ) º j ⋅ ¬P ¼

¦h j=1

ªP ⋅« «¬

( T ) -elbu ( T ) º» COP ( T ) »¼ j

Determinazione del COPPL della pompa di calore

Sonda di portata

Figura 1 – Schema dell’apparato sperimentale.

170 mantenere le condizioni Pompe didi calore aria-acqua a ed velocità variabile: Per temperatura umidità richieste dalla prova, si (5) applicazione della EN 14825 per determinare le prestazioni medie stagionali ricorrePer ad mantenere una batteria riscaldamento elettricaede ad un umidificatore le di condizioni di temperatura umidità richieste dallaa vapore. prova, si Per quanto concerne le condizioni di temperatura dell’acqua in ricorre ad una batteriainvece di riscaldamento elettrica e ad un umidificatore a ingresso vapore. Per alla macchina richieste dalla prova, queste sono ottenute prelevando acqua quanto concerne invece le condizioni di temperatura dell’acqua in ingresso alla da un serbatoio di accumulo e agendo su una resistenza di postriscaldamento macchina richieste dalla prova, queste sono ottenute prelevando acqua da un serbatoio di controllata tramite una misura di temperatura con termoresistenza Pt100 accumulo e agendo su una resistenza di postriscaldamento controllata tramite una misura e un regolatore La camera calorimetrica, la strumentazione di misura di temperatura conPID. termoresistenza Pt100 e un regolatore PID. La camera calorimetrica, impiegata e la modalità di conduzione delle prove soddisfano i requisiti la strumentazione di misura impiegata e la modalità di conduzione delle prove imposti dalla normativa EN dalla 14511. Le incertezze di misura della potenza soddisfano i requisiti imposti normativa EN 14511. Le incertezze di misura della (termica ed elettrica) e del COP sono pari a ± 3,5% e ± 5% rispettivamente. potenza (termica ed elettrica) e del COP sono pari a ± 3,5% e ± 5% rispettivamente. Le prove per laper determinazione delle prestazioni della pompa Le prove la determinazione delle prestazioni della pompadidicalore calorea acarico carico parziale sono condotte considerando una tipologia di clima “average”, parziale sono condotte considerando una tipologia di clima “average”, per cui per TDESIGN = -10°C, ed un edificio (abitazione monofamiliare) caratterizzato dakW. cui T°C, DESIGN -10 ed=un edificio (abitazione monofamiliare) caratterizzato da PDESIGN = 4,75 kW. Inoltre, si considera TBIVALENTquesta = -7°C,temperatura essendo questa temperatura PDESIGN =si4,75 = -7 °C, essendo rappresentativa della Inoltre, considera TBIVALENT rappresentativa frequenza relativa cumulata delle temperature al frequenza relativa della cumulata delle temperature pari al 99%, e TOL = -10 °C,pari in accordo 99%, e TOL = -10°C, in accordo campoI dati operativo pompa di calore al campo operativo della pompa dialcalore. ottenutidella sperimentalmente sono riportati nella Tabella VI.

PH [kW]

Come precedentemente affermato, la pompa di calore considerata nella presente memoria, è una pompa di calore di tipo aria-acqua equipaggiata con compressore e ventilatore per la movimentazione dell’aria a velocità di rotazione variabile e con pompa di circolazione dell’acqua a velocità di rotazione costante. Le principali caratteristiche dei componenti della pompa di calore sono illustrate nella Tabella V. TabellaTabella VI – Valori misurati sperimentalmente della potenza e COP della VI – Valori misurati sperimentalmente dellatermica potenza Per determinare le prestazioni della pompa pompatermica di caloreeconsiderata. COP della pompa di calore considerata di calore, in accordo alle condizioni mostrate in Condizioni di Evaporatore Condensatore Prova PH [kW] COP [-] Tabella IV, è utilizzata una camera calorimetrica TW,OUT [°C] carico parziale [%] TBS,IN/TBU,IN [°C] * A 88,46 -7/-8 /35 4,282 2,31 di tipo calibrato che permette di condurre pro* /35 2,608 3,48 B 53,85 2/1 11_Magni_Molteni_Maolinaroli.qxd 28/05/12 10:38 Pagina 171 * ve di laboratorio su macchine di potenza termi/35 1,698 4,12 C 34,62 7/6 * D 15,38 12/11 /35 0,748 3,51 ca massima pari a 20 kW. Gli intervalli entro cui * /35 3,886 2,09 E 100,00 -10 è possibile variare le condizioni termoigrometri* F 88,46 -7 /35 4,282 2,31 che dell’aria sono - 20 ÷ 60°C per quanto concerne la temperatura di bulbo secco e 5 ÷ 95% per I dati misurati mostrano che il COP della pompa di calore aumenta all’aumentare Pompe di calore aria-acqua a velocità variabile: 171 edapplicazione al–contemporaneo diminuire della potenza termica erogata dalla macchina, della TBS,IN quanto concerne l’umidità relativa. Uno scheFigura 2 Andamento della termica richiesta dall’edificio della EN 14825 perpotenza determinare le prestazioni medie stagionali andamento giustificato principalmente dall’adozione di un compressore a calore velocità di (linea nera) e della potenza termica erogata dalla pompa di ma dell’apparato sperimentale è mostrato nella rotazione variabile. Non deve però sorprendere che questadell’aria tendenza esterna si inverta quando la (linea rossa) in funzione della temperatura Figura 1. potenza termica richiesta dall’edifico è particolarmente modesta (prova D). Infatti, in 5.0 I dati ottenuti sperimentalmente sono riportale situazione, la potenza elettrica assorbita dal compressore e dal ventilatore risulta 4.5 tati nella Tabella VI. modesta, mentre la potenza elettrica assorbita dalla pompa di circolazione risulta 4.0 costante, condizione che rende quest’ultima il termine preponderante nel calcolo del I dati misurati mostrano che il COP della 3.5infine specificare che in quest’ultima condizione di funzionamento, COP. Giova pompa di calore aumenta all’aumentare della nonostante la3.0 potenza termica richiesta dall’edificio fosse particolarmente ridotta, TBS,IN ed al contemporaneo diminuire della pol’impiego di un 2.5 inverter permette comunque un funzionamento continuo della pompa di tenza termica erogata dalla macchina, andacalore in luogo di un funzionamento caratterizza da alternanza di accensione e 2.0 spegnimento.1.5 mento giustificato principalmente dall’adozioNella successiva Figura 2 è rappresentato, in funzione della temperatura dell’aria ne di un compressore a velocità di rotazione 1.0 esterna, l’andamento della potenza termica richiesta dall’edificio (linea rossa) che, in variabile. Non deve però sorprendere che que0.5 accordo alla EN 14825, ha andamento lineare tra TDESIGN (cui corrisponde PDESIGN) e la sta tendenza si inverta quando la potenza tertemperatura T0.0 = 16 °C (cui convenzionalmente corrisponde un carico termico nullo). -10 -8 -6 -4 -2 0 2 4 6 8 10 12 14 16 mica richiesta dall’edificio è particolarmente Nella stessa figura è rappresentato l’andamento della potenza termica erogata dalla T [°C] pompa di calore unitamente all’interpolazione lineare eseguita in accordo alla normativa. modesta (prova D). Infatti, in tale situazione, la Edificio Prove EN 14825 BS

potenza elettrica assorbita dal compressore e dal ventilatore risulta modesta, mentre la potenza elettrica assorbita dalla pompa di circolazione risulta costante, condizione che rende quest’ultima il termine preponderante nel calcolo del COP. Giova infine specificare che in quest’ultima condizione di funzionamento, nonostante la potenza termica richiesta dall’edificio fosse

Figura 2 – Andamento della potenza termica richiesta dall’edificio (linea nera) e della potenza termica erogata dalla pompa di calore (linea rossa) in funzione della temperatura dell’aria esterna.

funzione della temperatura dell’aparticolarmente ridotta, l’impiego di un inverter 4. PRESTAZIONI MEDIE STAGIONALI DELLA POMPA CALORE della poria esterna,DI l’andamento permette comunque un funzionamento contitenza termica richiesta dall’edificio nuo della di calore in luogo di un funzioI datipompa ricavati dalle prove sperimentali sono utilizzati per determinare gli indici SCOP, SCOP e SCOP in accordo alla procedura proposta nella EN 14825. ON NET (linea rossa) che, in accordo alla ENI namento caratterizza da alternanza di accensiorisultati sono raccolti nella tabella seguente e mostrano che l’influenza del sistema 14825, ha andamento lineare tra ne e spegnimento. elettrico ausiliario di riscaldamento risulta modesta (differenza tra SCOPON e SCOPNET TDESIGN successiva Figura è rappresentato, in ridotto (cui di corrisponde PDESIGN) e la pariNella a 2,45%). Questo è una2conseguenza sia del numero ore di funzionamento

a temperature minori della TBIVALENT, sia dell’utilizzo di un compressore a velocità di rotazione variabile che risponde alla diminuzione della temperatura dell’aria esterna incrementando la velocità di rotazione e, quindi, la potenza termica erogata dalla# pompa di calore.

temperatura T = 16°C (cui convenzionalmente corrisponde un carico termico nullo). Nella stessa Figura è rappresentato l’andamento della potenza termica erogata dalla pompa di calore unitamente all’interpolazione lineare eseguita in accordo alla normativa.

Prestazioni medie stagionali della pompa di calore

camera calorimetrica al fine diincrementando incrementare illa numero funzionamento velocitàdidi condizioni rotazione e,diquindi, la potenza termica erogata dalla alle quali sono noti COP e potenza termica erogata. Le condizioni delle prove aggiuntive di calore. ed 172 i dati di potenza termicaPompe e COPdi misurati sono raccolti Tabella VIII, mentre nella calore aria-acqua a velocitànella variabile: sulle prestazioni medie stagionali, è condotta un’ulteriore serie di prove sperimentali in Figura 3 è rappresentato, in funzione della temperatura dell’aria esterna, l’andamento applicazione EN per le SCOP prestazioni medie stagionali e SCOP ottenutidel applicando la procedur VIIdeterminare – SCOP, NETfunzionamento camera calorimetrica al della fine Tabella di 14825 incrementare il numero di ON condizioni di COP della pompa di calore ottenuto con le prove sperimentali eseguite in accordo alla EN 14825. alle quali sono noti COP e potenza termica erogata. Le condizioni delle prove aggiuntive EN 14825 (linea rossa) e con l’aggiunta dei dati delle prove aggiuntive (linea blu). ed i dati di potenza termica e COP misurati sono raccolti nella Tabella VIII, mentre nella SCOP [-] 3,20 SCOPNET ottenuti Tabella VII – SCOP, SCOP ON e sulle prestazioni medie stagionali, è condotta un’ulteriore serieONesterna, di[-]provel’andamento sperimentali in 3,27 del SCOP Figura 3 è rappresentato, in funzione della dell’aria applicando la procedura della ENtemperatura 14825 Tabella VIII – Prove aggiuntive sulla ilpompa di SCOP calore. camera calorimetrica al fine ottenuto di eseguite incrementare numero di condizioni funzionamento [-] di in 3,35alla NET COP della pompa di calore con le prove sperimentali eseguite accordo Condizioni di e econ Evaporatore Condensatore alle 14825 quali sono noti COP potenza termica Leprove condizioni delle proveblu). aggiuntive EN (linea rossa) l’aggiunta dei erogata. dati delle aggiuntive (linea Prova PH [kW] COP [-] carico parziale [%] e TCOP TW,OUT [°C] BS,IN/T BU,IN [°C] ed i dati di potenza termica misurati sono raccolti nella Tabella VIII, mentre nella se il metodo propos Nella presente memoria si è inoltre voluto analizzare * /35 3,562 2,83 1 73,08 -3/-4 Figura 3 è rappresentato, in funzione della temperatura dell’aria esterna, l’andamento del EN 14825 sia sufficientemente accurato nella stima delle prestazioni medie stag Tabella VIII – Prove aggiuntive eseguite sulla pompa di calore Tabella VIII –46,15 Prove aggiuntive eseguite sulla pompa * di calore. 2 della pompa 4/3con le prove sperimentali /35 2,272 in accordo 3,74 alla COP di calore ottenuto eseguite se un suo eventuale affinamento comporti un vantaggio concreto. Infatti, la proc * Condizioni di Evaporatore Condensatore /35 1,318 3,88 3Prova 26,92 9/8 PH(linea [kW] blu). COP [-] EN 14825 (linea rossa) e con l’aggiunta dei dati delle prove aggiuntive calcolo illustrata nella normativa utilizza come dati di partenza i dati sperimen * carico parziale [%] TBS,IN /TBU,IN [°C] TW,OUT 4 19,23 11/10 /35 [°C] 0,938 3,63 funzionamento di calore misurati 3,562 in cinque 2,83 condizioni di funzion 1 73,08 -3/-4 della pompa*/35 * Tabella eseguite sulla pompa di da una delle temperature d differenti (sei nel caso in cui Tcalore. 2 VIII4.5 – Prove 46,15 aggiuntive 4/3 /35 2,272diversa3,74 BIVALENT fosse * /35 3,88alle condizioni di funzion 3 26,92 9/8 cfr. prova F Tabella IV ) mentre 1,318 i dati relativi Condizioni di stabilite, Evaporatore Condensatore * Prova PH0,938 [kW] COP 4 11/10 /35[°C] 3,63[-] per interpolazione lin direttamente sperimentalmente sono ricavati carico 19,23 parziale [%] nonTBS,IN /T TW,OUT BU,IN [°C]misurate * 4.0 /35 3,562 questa 2,83 approssimazione 1 73,08 -3/-4 estrapolazione. Per valutare quanto p * 2 4/3 2,272 della pompa 3,74 4.5 46,15 sottostimare/sovrastimare le*/35 reali prestazioni di calore ed il suo del COP calore in funzione della 1,318 3,88 3Figura 3 26,92 9/8della pompa di/35 3.5 – Andamento * 4temperatura 19,23 11/10 /35prove previste 0,938 dalla 3,63 dell’aria esterna considerando le 4.0 EN 14825 (linea rossa) e considerando le prove aggiuntive (linea blu) 3.0

COP [-]

I dati ricavati dalle prove sperimentali sono utilizzati per determinare gli indici SCOP, SCOPON e SCOPNET in accordo alla procedura proposta nella EN 14825. I risultati sono raccolti nella tabella VII e mostrano che l’influenza del siste4.5 3.5 ma elettrico ausiliario di riscaldamento risulta 2.5 4.0 modesta (differenza tra SCOPON e SCOPNET pari 3.0 a 2,45%). Questo è una conseguenza sia del ri2.0 -10 -8 -6 -4 -2 0 2 4 6 8 10 12 14 16 3.5 dotto numero di ore di funzionamento a tem2.5 T [°C] perature minori della TBIVALENT, sia dell’utilizzo di Prove EN 14825 Prove aggiuntive 3.0 Figura 3 – Andamento del COP della pompa di calore in funzione della temperatura dell’aria esterna 2.0 un compressore a velocità di rotazione variabile -8 -6 -4 14825 -2 0 2 6 8 14 16(linea blu). considerando le prove-10previste dalla EN (linea rossa) e4 considerando le10prove12 aggiuntive che risponde alla diminuzione della temperatuT [°C] 2.5 Prove EN 14825 Prove aggiuntive ra dell’aria esterna incrementando la velocità di I due andamenti mostrati nella Figura 3 sono in un buon accordo tra loro ad Figura 3 – Andamento del COP della pompa di calore in dell’aria esterna 7 °C della ove temperatura il COP misurato risulta di COP ottenuti per TBS,IN >funzione rotazione e, quindi, la potenza termica erogata eccezione dei valori 2.0 considerando le prove previste aggiuntive (linea blu). -10 -8 -6dalla-4EN 14825 -2 0(linea2 rossa) 4 e considerando 6 8 10le prove 12 14 16 maggiore del COP ottenuto per interpolazione. Per valutare l’entità dello scostamento dalla pompa di calore. T [°C] nella stima delle prestazioni medie stagionali conseguente a questa differenza, è ripetuto I due andamenti mostrati nella Prove Figura sono in un buon accordo tra loro ad EN 14825 3 Prove aggiuntive il calcolo degli indici SCOP, SCOPON e SCOPNET ed i valori ottenuti sono confrontati > 7 °C ove il COP dell’aria misurato risulta eccezione valori di ottenuti TBS,IN Figura 3 dei – Andamento del COP COP della pompa per di calore in funzione della temperatura esterna Affinamento della EN 14825 conconsiderando quelli ottenuti applicando laENprocedura I dati sono raccolti nella le COP prove previste dalla 14825 (lineadella rossa)normativa. e considerando le prove aggiuntive (linea blu). maggiore del ottenuto per interpolazione. Per valutare l’entità dello scostamento Nella presente memoria si è inoltre voluto tabella seguente ove si evidenzia che gli scostamenti sono assai modesti. nellaTabella stima delle medie conseguente a questa differenza, è ripetuto IX – prestazioni SCOP, SCOP SCOPNET ottenuti utilizzando ON e stagionali analizzare se il metodo proposto dalla EN 14825 Idati duedegli andamenti mostrati nella Figura 3NET sono un con buon accordo loro ad ed in i valori ottenuti sono tra confrontati il calcolo indici SCOP, SCOP ON e SCOPe i ricavati dalle prove aggiuntive confronto SCOPNET ottenuti utilizzando i COP dati ricavati dalle IX –dei SCOP, SCOP ON eottenuti 7 °C ove il misurato risulta eccezione valori di COP per T sia sufficientemente accurato nella stima delle Tabella BS,IN > con iquelli ottenuti applicando la procedura della normativa. I dati sono raccolti nella dati ricavati dalla procedura della normativa prove aggiuntive e confronto con i dati ricavati dalla procedura della normativa. maggiore del COP per che interpolazione. Per sono valutare dello scostamento tabella seguente oveottenuto si evidenzia gli scostamenti assail’entità modesti. prestazioni medie stagionali e se un suo evenaggiuntive 14825stagionaliProve ǻ [%] è ripetuto nella stima delle prestazioniENmedie conseguente a questa differenza, tuale affinamento comporti un vantaggio con3,23 SCOP [-] 3,20 + 0,91% e SCOP ed i valori ottenuti sono confrontati il calcolo degli indici SCOP, SCOP ON NET utilizzando i dati ricavati dalle Tabella IX – SCOP, SCOPON e SCOP NET ottenuti creto. Infatti, la procedura di calcolo illustrata nel3,30 [-] 3,27 + 0,93% SCOPON con quelli ottenuti applicando la procedura della normativa. I dati sono raccolti nella prove aggiuntive e confronto con i dati ricavati dalla procedura della normativa. 3,35 3,35che gli scostamenti 0,00% SCOP NET [-] ove si evidenzia la normativa utilizza come dati di partenza i dati tabella seguente sono assai modesti. Prove aggiuntive EN 14825 ǻ [%] sperimentali del funzionamento della pompa di 3,23 SCOP [-] 3,20 + 0,91% e SCOPNET ottenuti3,30 utilizzando i dati ricavati dalle TabellaSCOP IX –ONSCOP, SCOPON3,27 [-] + 0,93% calore misurati in cinque condizioni di funzionaprove aggiuntive normativa. 3,35procedura della 0,00% 3,35i dati ricavati dalla SCOPNET [-] e confronto con mento differenti (sei nel caso in cui TBIVALENT fosse Prove aggiuntive EN 14825 ǻ [%] interpolazione. calore secondo la+ 0,91% EN 14825 e ne diversa da una delle temperature di prova staSCOP [-]Per valutare l’entità 3,20 dello scosta- 3,23 [-] delle prestazioni 3,27 medie sta- 3,30 + 0,93% per una mentoSCOP nellaONstima propone l’applicazione bilite, cfr. prova F Tabella IV) mentre i dati relati3,35 0,00% NET [-] gionaliSCOP conseguente a questa differenza, è ripe- 3,35 macchina aria-acqua di piccola tavi alle condizioni di funzionamento non direttatuto il calcolo degli indici SCOP, SCOPON e SCOPNET glia ed equipaggiata con commente misurate sperimentalmente sono ricavati pressore a velocità di rotazione vaper interpolazione lineare od estrapolazione. Per ed i valori ottenuti sono confrontati con quelli riabile. I risultati mettono in valutare quanto questa approssimazione poottenuti applicando la procedura della normaevidenza che la stima del SCOP trebbe sottostimare/sovrastimare le reali pretiva. I dati sono raccolti nella tabella IX ove si evidella pompa di calore coinvolge il stazioni della pompa di calore ed il suo impatdenzia che gli scostamenti sono assai modesti. sistema edificio-pompa di calore to sulle prestazioni medie stagionali, è condotta piuttosto che esclusivamente la un’ulteriore serie di prove sperimentali in cameCONCLUSIONI macchina. Inoltre, per ottenere ra calorimetrica al fine di incrementare il numero La memoria illustra la procedura di calcolo elevate prestazioni, è cruciale la di condizioni di funzionamento alle quali sono delle prestazioni medie stagionali di pompe di noti COP e potenza termica erogata. Le condizioni delle prove aggiuntive ed i dati di potenza termica e COP misurati sono raccolti nella Tabella VIII, mentre nella Figura 3 è rappresentato, in funBIBLIOGRAFIA • CEN. 2011. Air conditioners, liquid chilling packages and heat pumps with electrically driven compressors for zione della temperatura dell’aria esterna, l’andaspace heating and cooling. Standard EN 14511. Bruxelles: European Committee for Standardization. mento del COP della pompa di calore ottenuto • CEN. 2012. Air conditioners, liquid chilling packages and heat pumps, with electrically driven compressors, con le prove sperimentali eseguite in accordo for space heating and cooling – Testing and rating at part load conditions and calculation of seasonal perforalla EN 14825 (linea rossa) e con l’aggiunta dei mance. Standard EN 14825. Bruxelles: European Committee for Standardization. dati delle prove aggiuntive (linea blu). • European Parliament. 2009. Directive 2009/28/EC of The European Parliament and of the Council of 23 April I due andamenti mostrati nella Figura 3 sono 2009 on the promotion of the use of energy from renewable sources and amending and subsequently repealing Directives 2001/77/EC and 2003/30/EC. Official Journal of the European Union. in un buon accordo tra loro ad eccezione dei va• European Parliament. Directive 2009/125/EC of the European Parliament and of the Council of 21 October lori di COP ottenuti per TBS,IN > 7°C ove il COP mi2009 establishing a framework for the setting of ecodesign requirements for energy-related products. surato risulta maggiore del COP ottenuto per BS

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scelta della corretta taglia della pompa di calore e del sistema di controllo adeguato. Infine, la stima del SCOP ottenuta applicando la procedura esposta nella normativa è accurata e pertanto un ulteriore affinamento delle condizioni di prova risulta poco utile. n * Filippo Magni e Marco Molteni, Carrier SpA – Villasanta, MB ** Luca Molinaroli, Dipartimento di Energia, Politecnico di Milano Gli autori desiderano ringraziare il sig. Dario Malberti (Carrier SpA – Villasanta, MB) per la conduzione della campagna di prove sperimentali della pompa di calore in camera calorimetrica.

SIMBOLOGIA

COPPL elbu

COP della pompa di calore a carico parziale, adim. Potenza termica fornita all’edificio tramite sistema elettrico ausiliario alla temperatura generica dell’ambiente esterno, kW. Numero di ore del metodo BIN, ovverosia numero di ore di accadimento della hj generica temperature dell’aria esterna, h. Durata del periodo di riscaldamento del carter della pompa di calore, h. HCK Numero di ore annue equivalenti di funzionamento a pieno carico della pomHHE pa di calore, h. Durata del periodo di completo spegnimento della pompa di calore. Durante HOFF il periodo di spegnimento la pompa di calore non può essere riattivata né da un controllore esterno, né da un timer, h. Durata del periodo di standby della pompa di calore, Durante il periodo di HSB spegnimento la pompa di calore può essere riattivata da un controllore esterno oppure da un timer, h. Durata del periodo di spegnimento da termostato della pompa di calore, h. HTO Potenza elettrica assorbita dalla pompa di calore durante il periodo di riscalPCK damento del carter, kW. PDESIGN Carico termico dell’edificio di progetto, kW. Potenza termica richiesta dall’edificio alla temperatura generica dell’ambienPH te esterno, kW. Potenza elettrica assorbita dalla pompa di calore durante il periodo di comPOFF pleto spegnimento, kW. Potenza elettrica assorbita dalla pompa di calore durante il periodo di standPSB by, kW. Potenza elettrica assorbita dalla pompa di calore durante il periodo di spegniPTO mento da termostato, kW. Energia complessivamente richiesta dall’edificio per scopi di riscaldamento, QH kWh. SCOP Indice di prestazione media stagionale di riferimento della pompa di calore, adim. SCOPNET Indice di prestazione media stagionale della pompa di calore senza considerare la presenza di un sistema elettrico ausiliario di riscaldamento, adim. SCOPON Indice di prestazione media stagionale della pompa di calore considerando la presenza di un sistema elettrico ausiliario di riscaldamento, adim. TBIVALENT Minima temperatura dell’ambiente esterno alla quale la potenza termica erogata dalla pompa di calore risulta pari alla potenza termica richiesta dall’edificio, °C. TBS,IN Temperatura a bulbo secco dell’aria in ingresso all’evaporatore della pompa di calore, °C. TBU,IN Temperatura a bulbo umido dell’aria in ingresso all’evaporatore della pompa di calore, °C. TDESIGN Temperatura di progetto dell’ambiente esterno, °C. TINDOOR Temperatura di progetto dell’ambiente interno, °C. Temperatura generica dell’ambiente esterno, °C. Tj Temperatura dell’acqua in ingresso al condensatore della pompa di calore, °C. TW,IN TW,OUT Temperatura dell’acqua in uscita dal condensatore della pompa di calore, °C. Minima temperatura dell’ambiente esterno alla quale la pompa di calore è in TOL grado di erogare potenza termica, °C. Temperatura generica dell’ambiente esterno, °C. Tj

Riqualificazione

Retrofit con

pompa di calore I

l crescente interesse per il risparmio energetico e per l’uso di energia rinnovabile sta aumentando l’impiego delle pompe di calore nelle nuove costruzioni, in maniera decisa nel terziario, ma sempre più frequentemente anche nel settore residenziale. I vantaggi possono essere molto significativi anche nel retrofit degli edifici (IEA, 2010) a patto di tenere presente che la pompa di calore si comporta in modo molto differente da quello di una caldaia. Anzitutto la pompa di calore richiede una sorgente fredda: disponibilità e livello termico di questa ne condizionano le prestazioni sia in termini di capacità che di efficienza. La temperatura di produzione del calore lascia sostanzialmente inalterate le prestazioni di una caldaia, mentre modifica in modo rilevante l’efficienza della pompa di calore e, sia pure in modo meno significativo, la sua capacità. La temperatura limite di produzione termica di una pompa di calore è attorno ai 60°C: questo pone delle problematiche sia relativamente ai terminali di impianto, specificatamente ai radiatori, che alla produzione dell’acqua calda sanitaria. Il costo iniziale della macchina è assai più collegato alla capacità nominale che non quello

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di una caldaia. Ad una maggiore capacità della macchina corrisponde un costo iniziale più elevato, oltre che a un costo di impegno di potenza elettrica maggiore, se la pompa di calore è elettrica. Diventa quindi molto importante la scelta iniziale di capacità della macchina che risulterà generalmente più ridotta del carico di progetto. Questo è tanto più vero per le pompe di calore con sorgente aria per le quali alla riduzione della temperatura dell’aria corrisponde una riduzione della potenza termica disponibile. Dimensionare la macchina sul carico di progetto significa non solo incorrere nei costi prima ricordati, ma anche operare sempre in regime parzializzato e quindi con potenziali non trascurabili penalizzazioni nelle prestazioni.

La pompa di calore ad aria presenta una capacità in riscaldamento che diminuisce al diminuire della temperatura della sorgente fredda (questo vale anche per la capacità frigorifera nell’altro senso). Nella figura si è scelto un punto di incontro fra capacità della macchina e carico appena sotto gli 0°C. La pompa di calore fa fronte ai fabbisogni per tutte le temperature superiori, mentre a temperatura inferiore è necessario l’intervento di un sistema ausiliario (resistenze elettriche, una piccola caldaia?). Il punto di incontro viene indicato

di calore condominiale). Qualche rapida valutazione sugli aspetti tariffari e un confronto con le tecnologie tradizionali completeranno il quadro.

Le tipologie di pompe di calore

Figura 1 – Curve di potenza termica, frigorifera ed assorbita, di COP invernale ed estivo e di fabbisogno in funzione della temperatura dell’aria esterna. I carichi invernali ed estivi di un edificio, immaginando che questi dipendano essenzialmente dalla temperatura dell’aria esterna, sono rappresentati dalle due rette a pendenza opposta che a partire dal valore zero del carico salgono rispettivamente verso sinistra e verso destra.

come balance point e la sua corretta determinazione è uno degli elementi cruciali nel progetto dell’impianto (Lazzarin, 2011). Dati principali da identificare nel progetto di retrofit

• curva cumulativa dei fabbisogni dell’edificio nella località considerata in funzione della temperatura dell’aria esterna; • caratteristiche dei terminali di impianto esistenti; • andamento orientativo ed entità del fabbisogno di acqua sanitaria; • situazione tariffaria presente e prevedibile nel futuro per energia elettrica e gas; • disponibilità di sorgenti termiche per la pompa di calore.

Sulla base dei dati indicati nel box è possibile scegliere la tipologia della pompa di calore (elettrica o a gas), la sua capacità, il sistema ausiliario, accumulo e scambiatore per l’acqua calda sanitaria, valutando nel contempo la convenienza economica di queste scelte. Conviene ora procedere ordinatamente, descrivendo anzitutto quali possibili tipologie di pompe di calore si possano selezionare, come la pompa di calore si possa interfacciare con i terminali di impianto esistenti, quali siano le problematiche della produzione dell’acqua calda sanitaria e del funzionamento di una pompa di calore al servizio di più unità abitative (pompa

Use of heat pump in buildings retrofit: technical and economic aspects

Heat pumps allow relevant energy savings in buildings heating and heat pump utilization in new building is more and more frequent. The possible advantages are appreciable even in the refurbishment, provided that temperature and available capacity limits are considered. The choice should take into account the requirement of a suitable cold source for the equipment. Furthermore technical and economical comparisons of electric and gas driven heat pumps should be carried out. The economical analysis has to account both possible seasonal performances and tariffs. Keywords: heat pumps, retrofit

Una prima grande distinzione va effettuata fra pompe di calore elettriche e pompe di calore a gas. Per queste ultime si hanno le due tipologie ad assorbimento e con motore endotermico. L’altra distinzione importante è sulla sorgente della pompa di calore che è frequentemente l’aria esterna per la più agevole disponibilità, ma può essere costituita anche da acque superficiali o sotterranee o dal terreno (Lazzarin, 2010b). Va detto che nel retrofit di un edificio è più comune il ricorso all’aria esterna, per la maggiore difficoltà nel realizzare nel costruito le opere di presa e/o le perforazioni. Può capitare, nel caso venga realizzato un sistema di ventilazione meccanica controllata, che la sorgente sia costituita dal recupero sull’aria espulsa (Lazzarin, Noro, 2007). Alla sorgente fredda della pompa di calore è in qualche modo collegata la scelta della tipologia della macchina. Le pompe di calore elettriche sono particolarmente sensibili ai dislivelli di temperatura fra sorgente fredda ed effetto termico utile; le pompe di calore ad assorbimento lo sono un po’ meno; le pompe di calore azionate con motore a gas sono, si può dire, a mezza strada. Nel retrofit la scelta della tipologia di macchina è fondamentale

Deve tener conto: 1. dei dislivelli di temperatura; 2. della disponibilità (e del costo relativo) di energia elettrica e di gas; 3. della possibilità di uno scarico agevole dei prodotti della combustione; 4. della disponibilità di una sorgente fredda adeguata alle esigenze; 5. del rapporto fra carico invernale ed estivo. Disponibilità (e costo relativo) di energia elettrica e gas

Questo è uno dei fattori importanti di scelta e verrà discusso nella parte conclusiva. È evidente in ogni caso la necessità di verificare, soprattutto per applicazioni di una certa dimensione se vi sia effettivamente potenza elettrica disponibile, quali siano i problemi di allacciamento e l’eventuale esigenza di una cabina di trasformazione. Parimenti si deve considerare se esista una rete gas cui allacciarsi (nel caso l’allacciamento non vi sia già per l’impianto esistente) o vi sia eventualmente la possibilità di disporre di GPL. Possibilità di uno scarico agevole dei prodotti della combustione

Questo controllo vale evidentemente solo per le pompe di calore a gas. Anzi, uno dei

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rio che questa sorgente metta a disposizione energia termica in misura adeguata. L’entità si può commisurare al carico dell’edificio via il COP della pompa di calore. Fatto 100 il carico dell’edificio, una pompa di calore elettrica con COP 4 deve poter trarre dalla sorgente fredda 75. Una pompa di calore a gas con REP pari a 1,6 richiede invece esattamente la metà, 37,5 unità. Questo aspetto non va trascurato nelle valutazioni, attesi i costi spesso non irrilevanti della sorgente fredda sia in termini di impianto valori diversi.(costo Dal punto di vista della scelcondizioni di progetto è di vantaggi della pompa di calore elettrica è di non(terreno) chemolto di esercizio di movimentazione di aria onelle acqua). ta della tipologia della macchina, si deve tenere una temperatura di ingresso di presentare emissioni inquinanti locali e di non ri2.5. Rapporto fra carico presente che, mentreinvernale la pompaeddiestivo calore elettri80°C e di ritorno di 60°C. Quindi chiedere la canna fumaria. Non è infrequente che nel retrofit dell’edificio si preveda, se già non era prevista, ca presenta capacità di riscaldamento e di raftermica si ha anche la climatizzazione estiva, sfruttando32_lazzarin la capacità383-.qxd dellel’emissione pompe di calore di nominale produrre 08/09/11 17:02 Pagina 390 freddamento sostanzialmente per una differenza di temperatura Disponibilità di una sorgente fredda all’occorrenza potenza frigorifera. analoghe (tenuIn conto funzione delladeilocalità delle caratteristiche dell’edificio carico to anche livelli die temperatura), quella e disposizione di 50°C (differenza fra la temperaadeguata alle esigenze estivo ed invernale possono presentare valori molto diversi. Dal punto di vista della scelcon motore a gas presenta una potenza frigoritura media di 70°C del corpo scalUn’esigenza fondamentale della pompa di ta della tipologia della macchina, si deve tenere presente che, mentre la pompa di calore fera circa il 30% inferiore alla potenza in riscaldadante e l’ambiente a 20°C). calore è quella di richiedere una sorgente fredelettrica presenta capacità di riscaldamento e di raffreddamento sostanzialmente analoLe pompe calore nel retrofit degli edifici: aspetti mento.conto Infineanche la pompa di calore ad assorbimenNonostante ilpresenta suodinome, da. Al di là delle problematiche di temperatura,ghe (tenuto dei livelli di temperatura), quella 390 con motore a gas una il rato presenta una potenza frigorifera pari circa a diatore scambia energia prevaconsiderate poco sopra, è necessario che que-potenza frigorifera circa il 30% inferiore alla potenza in riscaldamento. Infine la pompa addiassorbimento presenta una potenza frigorifera lentemente pari circa a metà di quella in (circa metà quella in riscaldamento. per convezione sta sorgente metta a disposizione energia termi-di calore Talvolta può risultare utile l’impiego congiun- mantengono il 70-80%) quindi e al variare della diffeca in misura adeguata. L’entità si può commisu-riscaldamento. i radiatori, il cui classico dimension Talvolta può risultare utile l’impiego congiunto di potenza in riscaldamento e di getto è didiuna temperaturaladipotenza ingresso di 80°C e di ritor to di potenza in riscaldamento e di potenza frigorenza temperatura rare al carico dell’edificio via il COP della pompapotenza frigorifera. In questo caso vanno tenuti presente i rapporti seguenti per le due nominale si ha peril una differenza di temperatura rifera. questo caso vanno tenuti presente i rap- termica emessa varia secondo prodotto di calore. tipologie di In macchina: peratura media di 70°C del corpo scaldante e l’ambiente porti seguenti per le due tipologie di macchina: della potenza nominale per il rapFatto 100 il carico dell’edificio, una pompa di Nonostante il suo nome, il radiatore scambia ener porto fra leil differenze calore elettrica con COP 4, con un REP attorno § Qc · zione (circa 70-80%) e di al temperavariare della differenza di tem ≈2 ¨ ¸ tura (considerata e quella nominaa 1,6, deve poter trarre dalla sorgente fredda 75. ria secondo il prodotto della potenza nominale per il rap ¨Q ¸ © f ¹a gas ratura (considerata e quella nominale) le) elevato ad un esponente n, il cui elevato ad un esp Una pompa di calore a gas con REP pari a 1,6 riattorno a 1,3: valore si aggira attorno a 1,3: chiede invece esattamente la metà, 37,5 unità. § ·

emissione %

Q ≈ 1,3 ¨ c¸ n Questo aspetto non va trascurato nelle valuta¨Qf ¸ § ∆t eff · © ¹ compressione zioni, attesi i costi spesso non irrilevanti della sor¸¸ P eff = P EN 442¨¨ © 50 ¹ gente fredda sia in termini di impianto (terreno) 3. I TERMINALI DI IMPIANTO che di esercizio (costo di movimentazione di aria I Terminali d’impianto Risulta utile considerare 8 di quanto dim I terminali tipici di impianto nell’edilizia residenziale sono i radiatori. recen-in Figura o acqua). I terminali tipici di impianto nell’edilizia reRisulta utile Più considerare in valoresoffitti, nominale della temperatura di mandat temente si sono diffusi i sistemi radianti a bassa temperatura, ma in piùfunzione frequentei radiatori. Più recentemente si temperatura Figura 8 didiquanto diminuisca l’e5°C inferiore). mente,sidenziale pavimentisono radianti e fan coil. sono diffusi i sistemi radianti a bassa temperamissione rispetto al Rapporto fra carico invernale ed estivo Nelle ristrutturazioni può essere molto improbabile che si sostituiscano valore anche inomi80 temperamolto onerosa. Si impianto, dalfrequentemente, momento che può essere un’operazione tura,di soffitti, ma più pavimenti nale in funzione della Non è infrequente che nel retrofit dell’edifi-terminali radianti e fan coil. tura di mandata (si60 considera un cio si preveda, se già non era prevista, anche la Nelle ristrutturazioni può essere molto imritorno ad una temperatura di 5°C climatizzazione estiva, sfruttando la capacità 40 probabile che si sostituiscano anche i terminali inferiore). delle pompe di calore di produrre all’occorrendi impianto, dal momento che può essere17:02 un’oPer una temperatura za potenza frigorifera. In funzione della località 32_lazzarin 383-.qxd 08/09/11 Pagina 387 20 di mandaperazione molto onerosa. Si mantengono quinta di 55°C l’emissione è appena ine delle caratteristiche e disposizione dell’edificio 0 di i radiatori, il cui classico dimensionamento feriore al 60% del valore nominale. carico estivo ed invernale possono presentare 35

Le pompe di calore nel retrofit degli edifici: aspetti tecnici ed economici temp.

387 di mandata (°

83-.qxd 08/09/11 17:02 Pagina 386

Influenza dei dislivelli di temperatura

Figura 8 - Riduzione dell’emissione termica di un radiatore in fun esterna è assai più limitata per la pompa di calore ad assorbimento (Figura 6) che presenLa pompa di calore elettrica risente in modo spiccato delle differenze di temperatura fra evaporatore illustrano alcune casistiche. ta euncondensatore. REP superioreLeafigure 1,5 perseguenti tutte temperature al di sopra di –5°C. L’agevole Perle una temperatura di mandata di 55°Csbrinal’emission mento attuato con derivazione di vapore di refrigerante verso l’evaporatore comporta valore nominale. Per una temperatura di progetto di –5° una più ridotta penalizzazione. La parità viene raggiunta solo ad una temperatura Figura 2 – COP e REP Figura 3 – REP di una pompa Figura 4 – REP di una pompa di calore con motore aria esterna a 5°C. dell’aria esterna superiore ai 10°C. La pompa di calore con motore a gas risente in modo Le pompe di calore nel retrofit degli edifici: aspetti tecnici ed economici (Rapporto di Energia di calore ad assorbimento in a gas in funzione della temperatura di mandata. significativo anch’essa di basse temperature dell’aria esterna 7) anche se si può La stessa condizione si (Figura potrebbe ritrovare anche i Primaria, per un fattore funzione della temperatura L’analisi del la comportamento della pompa di calore trascurare penalità dovuta allo sbrinamento, attuato normalmente mediante i fumi di intervento di isolamento nel corso di una ristrutturazion scaricoda del motore motore. a gas mostra una notevole di trasformazione di mandata. Il REP della pompa azionata

386

dell’energia elettrica di di calore ad assorbimento, 3) della possibilità di uno scarico agevole dei prodotti della combustione; 4) della disponibilità di una sorgente fredda adeguata alle esigenze; nel campo 0,45) caratteristici per una rappresentato 5) delpompa rapporto fra invernale ed estivo. di carico calore elettrica in di temperatura da 45 a funzione della temperatura

65°C mostra un andamento

si dimezzano in tale intervallo.

50°C (Lazzarin, 2010a).

2.1. Influenza dei dislivelli di temperatura (aria po’ meno favorevole Come sidiè mandata detto, la pompa di esterna calore elettrica risenteun in modo spiccato delle diffea 2°C).fra A partire daeuna alle temperature di renze di temperatura evaporatore condensatore. Si veda unbasse tipico esempio in Figura 2, dove, per una temperatura di della sorgente fredda di 2°Cmandata, (aria), viene rappresentato il temperatura 30°C si arriva ma certamente COP e il REP (Rapporto di Energia fattore alle di trasformazione alla temperatura (a voltePrimaria, per un migliore più alte dell’energia elettrica di 0,45) in funzione della temperatura di mandata dell’acqua calda. nemmeno raggiungibile) di temperature e con differenze A partire da una temperatura di 30°C si arriva alla temperatura (a volte nemmeno rag60°C: il COP, come anche il REP, significative già a partire da giungibile) di 60°C: il COP, come anche il REP, si dimezzano in tale intervallo.

gnificativo sull’isolamento dei serramenti. sensibilità alla temperatura di anche se Vimandata, è poi da fare un’ulteriore considerazione. Non minore rispetto alla pompa di calore elettrica, dal potenza nominale della pompa di calore sul carico di pr momento che viene temperata dal recupero termico caldaia: avrebbe un costo particolarmente elevato (assai p sul motore. Le ipotesi alla baseadella Figura sonoper ununa caldaia) e la macchin rispetto quanto avviene rendimento meccanicoparzializzata. del motore del 30%laed un Anche presenza dell’inverter non sarebb recupero termico pari allutiva, 60% dell’energia dal momento in cheingresso il range di controllo difficilmen al motore. Dal punto di pacità vista appena si nominaleesaminato della macchina. Com’è si è già ricordato zione di balance cioè di una temperatura dell’ può affermare che le pompe di un calore a gaspoint, azionate a motore o ad assorbimento sono sostanzialmente equivalenti nelle prestazioni a partire da una Figura 3 - REP di una pompa di calore ad assorbimento in funzione della temperatura di mandata temperatura di mandata di 50°C (Lazzarin, 2008).

6 4

REP

COP e REP

5 3 2 1 0 30

temp. di mandata (°C)

2,2 2 1,8 1,6 1,4 1,2 1 30

temp. di mandata (°C) Figura 4 - REP di una pompa di calore con motore a gas in funzione della temperatura di mandata

Figura 2 - COP e REP caratteristici per una pompa di calore elettrica in funzione della temperatura di mandata (aria esterna a 2°C)

2.2. Disponibilità (e costo relativo) di energia elettrica e gas

Il REP della pompa di calore ad assorbimento, rappresentato nel campo di temperatura da 45 a 65°C in Figura 3, mostra un andamento un po’ meno favorevole alle basse temperature di mandata, ma certamente migliore alle più alte temperature e con differen-

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Risulta utile considerare in Figura 8 di quanto diminuisca l’emissione rispetto al valore nominale in funzione della temperatura di mandata (si considera un ritorno ad una temperatura di 5°C inferiore). 80

COP e REP

emissione %

con un accumulo dotato di uno scambiatore Per una temperatura di progetto con una capacità di scambio assai maggiore. di –5°C potrebbe essere il carico 60 Si dovrà scegliere un set point compatibile per aria esterna a 5°C. 40 con il funzionamento della pompa di calore. Se La stessa condizione si potreb20 la pompa di calore ha una mandata alla massima be ritrovare anche in condizioni di temperatura di 55°C, fissare il set point dell’accuprogetto per un intervento di iso0 mulo in un intorno di tale temperatura rischia di lamento nel corso di una ristruttu35 40 45 50 55 60 far lavorare la macchina per delle ore con funrazione che preveda un interventemp. di mandata (°C) zionamento brutalmente parzializzato, dato che to significativo sull’isolamento dei Figura 8 – Riduzione dell’emissione lo scambio termico dipende dalla differenza di serramenti. Figura 8 - Riduzione dell’emissione un radiatore in in funzione della temperatura di mandata termicatermica di undiradiatore funzione temperatura. In questo modo, oltre a tempi non Vi è poi da fare un’ulteriore condella temperatura di mandata Perquasi una temperatura di mandata di 55°C l’emissione è appena inferiore al 60%didel accettabili caricamento dell’accumulo, restesiderazione. Non conviene valore nominale. Per una temperatura di progetto di –5°C potrebbe essere il carico per rebbe a lungo scoperto il fabbisogno di riscaldamai scegliere la potenza nominale aria esterna a 5°C. temperature più basse ci si serve di una sorgenmento degli ambienti. Atteso un valore minimo della pompa di calore sul carico di La stessa condizione si potrebbe ritrovare anche in condizioni di progetto per un te ausiliaria, nellediristrutturazioni normalmente di intervento almeno 5°C progetto come si farebbe con una intervento di isolamento nel corso una ristrutturazione che preveda un si-nella differenza di temperatura, una caldaia. Questa, nei confronti dei terminali di sarà importante la dimensione e la qualità della caldaia: avrebbe un costo particognificativo sull’isolamento dei serramenti. è poi da fare un’ulteriore considerazione. Non conviene scegliere la impianto, può farsi carico delle maggiori tempe-quasi mai superficie di scambio termico. larmente elevato (assai piùVilegato potenza nominale della di calore sul carico di con una raturepompa richieste di alimentazione ai progetto radiatori come per si farebbe Il funzionamento più critico nella produzione alla potenza nominale rispetto a caldaia: avrebbe un costo particolarmente elevato (assai più legato alla potenza nominale condizioni esterne particolarmente rigide. di acqua calda sanitaria non è, come si potrebbe quanto avviene per una caldaia) e rispetto a quanto avviene per una caldaia) e la macchina lavorerebbe sistematicamente credere, quando la macchina lavorerebbe sistemaparzializzata. Anche la presenza dell’inverter non sarebbe da questo punto di vista riso- la temperatura della sorgente fredda, ad esempio l’aria esterna, è più bassa, ma lutiva, dal momento che il range di controllo difficilmente scende sotto il 30% della caticamente parzializzata. Anche la L’acqua calda sanitaria pacità Com’è si è già ricordato, si opera normalmente la selequando è più alta. Infatti in questo caso la capapresenza dell’inverter non nominale sareb- della macchina. Se nel retrofit dell’edificio è molto probabile zione di un balance point, cioè di una temperatura dell’aria esterna per cui la pompa di cità della pompa di calore diventa massima. be da questo punto di vista risoluche si riducano i fabbisogni energetici di riscaldaSe si prende in considerazione un modello tiva, dal momento che il range di mento, inserendo o migliorando gli isolamenti, è di pompa di calore che alla temperatura di rifecontrollo difficilmente scende sotmolto improbabile che si riduca il fabbisogno di rimento di 7°C alla sorgente fredda renda 18 kW, to il 30% della capacità nominale acqua calda sanitaria. Anzi, la tendenza è quella 32_lazzarin 383-.qxd 08/09/11 17:02 Pagina 388 quando l’aria esterna è di 35°C ne può rendere della macchina (Lazzarin, 2006, ad un progressivo incremento dei consumi. anche 28. Se si usa un boiler normale da accop2007a, 2007b). Com’è si è già ricorQualora non fosse già presente un accumulo, piare ad una caldaia autonoma di pari potenza dato, si opera normalmente la sequesto va sicuramente previsto, dal momento essere grado diedifici: scambiare inedconlezione di un balance point, cioè che non è certamente praticabile la produzione388 dovrebbe Le pompe di calore in nel retrofit degli aspetti tecnici economici tinua fra 20 e 30 kW con una temperatura in indi una temperatura dell’aria esteristantanea. Se l’accumulo esistente con scambiagresso di 80°C e una differenza di temperatura na per cui la pompa di calore sodtore incorporato è stato dimensionato su di una 5 di 20°C. La pompa di calore lo dovrà fare con la disfa completamente il carico. Per caldaia a gas, esso va assolutamente sostituito 4 3 2 1 0 -10

COP e REP

388

Figura 6 – REP (GUE – Gas Utilization Figura 7 – REP per una pompa Figura 5 - COP e REP caratteristici per una pompa di calore elettrica in funzione della temperatura dell’aria esterna (temperatura di mandata Efficiency) per una pompa di calore di calore azionata con50°C) ad assorbimento in funzione della motore a gas in funzione temperatura dell’aria esterna della temperatura dell’aria (temperatura di mandata 50°C). La esterna (temperatura di sensibilità alla temperatura dell’aria è mandata 50°C). La pompa assai più limitata per la pompa di calore di calore con motore a gas ad assorbimento che presenta un REP risente in modo significativo superiore a 1,5 per tutte le temperature anch’essa di basse temperature al di sopra di –5°C. L’agevole sbrinamento dell’aria esterna anche se si può attuato con derivazione di vapore di trascurare la penalità dovuta refrigerante verso l’evaporatore comporta allo sbrinamento, attuato una più ridotta penalizzazione. La parità normalmente mediante i viene raggiunta solo ad una temperatura fumi di scarico del motore. dell’aria esterna superiore ai 10°C.

Figura 6 - REP (GUE – Gas Utilization Efficiency) per una pompa di calore ad assorbimento in funzione della temperatura dell’aria esterna (temperatura di mandata 50°C)

1,8

1,6

REP

rin 383-.qxd 08/09/11

Figura 5 – COP e REP caratteristici per una pompa di calore elettrica in funzione della temperatura dell’aria esterna (temperatura di mandata 50°C). La Figura mostra un possibile andamento di COP e di REP per una pompa di calore elettrica con una stima dello sbrinamento 17:02dell’influenza Pagina 388 che si nota in un appiattimento delle prestazioni quando le temperature scendono al di sotto e fino sostanzialmente Le dei pompe5°C di calore nel retrofit degli edifici: aspetti tecnici ed economici alla temperatura di –5°C.

-5

temperatura dell'aria esterna (°C)

2 1

1,4 1,2

-10

-5

temperatura dell'aria esterna (°C) Figura 5 - COP e REP caratteristici per una pompa di calore elettrica in funzione della temperatura dell’aria esterna (temperatura di mandata 50°C)

-10

-5

temperatura dell'aria esterna (°C) Figura 7 - REP per una pompa di calore azionata con motore a gas in funzione della temperatura dell’aria esterna (temperatura di mandata 50°C)

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Figura 9 – Andamento del rendimento volumetrico di un compressore scroll al variare del rapporto delle pressioni

differenza di temperatura di 5°C: ciò significa che la sua capacità di scambio si riduce di almeno 4 volte. Se la pompa di calore rende 28 kW ed è in grado scambiarne, diciamo 6, la macchina dovrà lavorare fortemente parzializzata con frequente ricorso ad attacca stacca. Anche l’inverter in questo caso può essere una soluzione non del tutto soddisfacente, sia perché la riduzione del numero dei giri del compressore non va sotto 1/3 del valore massimo (tipicamente la frequenza da 90 Hz passa a 30 Hz), sia perché la riduzione di potenza non va di pari passo con il numero di giri del compressore. Infatti la riduzione di portata di refrigerante riduce anche le perdite di carico all’ingresso e all’uscita del compressore e gli attriti. Di conseguenza la densità del refrigerante risulta più alta del previsto sì che una riduzione della portata del 50% può comportare una riduzione della potenza non del 50%, come ci si potrebbe aspettare, ma del 30%. Questo effetto è in parte temperato da una riduzione di rendimento volumetrico che si riduce con la velocità di rotazione del compressore (e con il rapporto delle pressioni) come si vede dalla Figura 9. Nel contempo, tuttavia, si nota che all’aumentare della temperatura di evaporazione il rapporto delle pressioni diminuisce, stabilizzando alla fin fine il rendimento volumetrico. Un accoppiamento del genere andrebbe assai male anche d’inverno. Infatti a fronte della capacità della macchina di un 15 kW, una capacità di scambio di 6 kW costringe la macchina a dedicarsi al riscaldamento del sanitario per un tempo 2,5 volte superiore a quello che la sua potenza renderebbe necessario. Qual è allora la soluzione? Uno scambiatore ampiamente dimensionato su di un accumulo corrispondentemente ampio. Se, ad esempio, si sceglie un sistema di accumulo in grado

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di scambiare 100 kW con la classica differenza di temperatura di caldaia di 20°C, ecco che riesce a scambiare in continua 25 kW con un ∆t di 5°C, risolvendo i problemi prima considerati.

La pompa di calore condominiale Gran parte delle applicazioni delle pompe di calore nel residenziale si rivolge ad applicazioni unifamiliari, sia perché negli edifici di tipo condominiale il costruttore di solito sceglie la soluzione di più basso costo disponibile sul mercato per la centrale termica che per problematiche non del tutto risolte dal punto di vista tariffario. Tuttavia vale la pena svolgere alcune considerazioni sul

possibile ricorso ad una pompa di calore nella ristrutturazione di un edificio condominiale (Figura 10) (Busato, Lazzarin, 2010). Il sistema converrà sia dotato di contabilizzazione del calore per ogni singola unità abitativa. Ovviamente il possibile distacco o parzializzazione di un’utenza non consentirà il collegamento diretto fra il circuito dell’acqua calda che attraversa il condensatore e il carico, dal momento che verso il carico ci si aspetta una portata variabile. Sarà necessario inserire un disgiuntore o separatore idraulico dal momento che il condensatore deve ricevere una portata d’acqua costante. Si dovrà provvedere quindi ad una pompa sul circuito primario che interessa il condensatore ed una sul circuito secondario che serve i carichi. È fondamentale in questa scelta fare in modo che la portata sviluppata nel circuito secondario risulti inferiore in ogni condizione a quella del circuito primario. In caso contrario si avrebbe una miscelazione dell’acqua di ritorno dall’impianto di riscaldamento a temperatura più bassa di quella che arriva dal condensatore della pompa di calore. Non è difficile dimostrarlo. Supponiamo che la pompa del primario porti 2 m³/h a 50°C e quella del

Figura 10 – Esempio di applicazione di una pompa di calore centralizzata in un condominio Doc. Robur

Disporre di una pompa di calore centralizzata dà già in partenza una serie di vantaggi non trascurabili • importanti economie di scala. Il costo unitario del kW installato diminuisce con la taglia della macchina; • data l’improbabile contemporaneità dei carichi sull’acqua sanitaria, le possibili problematiche relative alla preparazione dell’acqua sanitaria si risolvono con un accumulo centrale di generose dimensioni, dotato magari di un temporizzatore per caricarlo nelle ore notturne, con temperature magari meno favorevoli

secondario 3 m³/h con un ritorno a 40°C. Evidentemente il disgiuntore di Figura 11 verrà attraversato dal basso verso l’alto dalla portata di 1 m³/h di acqua a 40°C che, miscelandosi con quella in arrivo dalla pompa di calore, fornirà una temperatura verso il carico non di 50°C, ma di meno di 47°C. Se invece le proporzioni delle portate si invertono si avrà che il disgiuntore viene attraversato dall’alto verso il basso con l’effetto di aumentare di un po’ la temperatura di ritorno dell’acqua verso il condensatore (che sarà di circa 43°C anziché di 40°C) ma senza la perdita exergetica vista prima: di fatto se si volesse acqua verso il carico

dellasorgente fredda aria, ma con tariffe molto più basse per l’energia elettrica; • l’impianto può fornire anche il servizio estivo di condizionamento; • le macchine di taglia maggiore guadagnano qualche punto percentuale nel COP; • la potenza complessivamente impegnata è inferiore a quella che si otterrebbe dalla somma delle potenze di tante pompe di calore individuali per ogni appartamento.

effettivamente a 50°C nella situazione iniziale si dovrebbe far lavorare la pompa di calore a 53°C. Un fenomeno simile avverrebbe anche nel funzionamento estivo: se la temperatura prodotta all’evaporatore della pompa di calore è di 7°C e il ritorno dall’impianto è a 12°C, l’impostazione errata del disgiuntore fornirebbe all’impianto acqua fredda non a 7°C ma a quasi 9°C. Per avere acqua fredda a 7°C l’evaporatore dovrebbe prepararla a 4,5°C. Per questi motivi il progettista dovrà prestare la massima attenzione quando voglia fare del disgiuntore un volano termico, aumentando la capacità termica del circuito e stabilizzandone quindi la temperatura. Al di là del fatto che anche in questo caso il primario dovrà avere sempre la maggiore delle due portate, il rischio è che nell’accumulo si abbia comunque una miscelazione fra acqua di mandata del primario e di ritorno del secondario, con

Figura 11 – Disgiuntore idraulico con esempio di scelta corretta delle portate sul primario e sul secondario

effetti indesiderati simili a quelli prima considerati. Si possono limitare solo realizzando serbatoi di disgiunzione caratterizzati da forte verticalità che rendono più difficoltosa la miscelazione.

Aspetti tariffari e analisi economica L’analisi economica non può prescindere da due elementi fondamentali: il costo iniziale delle macchine e le tariffe di energia elettrica o del gas. Dal punto di vista del costo iniziale si può affermare che il costo unitario è abbastanza in linea per pompe di calore elettriche o ad assorbimento. Per potenze attorno ai 30-40 kW resi un costo orientativo può essere dell’ordine di 3-400 €/kW. Viceversa per le pompe di calore con motore a gas si ha a che fare con costi iniziali più che doppi. Dal punto di vista tariffario la situazione è assai più incerta. Per quanto riguarda le tariffe elettriche fino allo scorso anno l’utente domestico poteva fare riferimento a tariffe decisamente penalizzanti quando il consumo annuale saliva al di sopra dei 4000 kWh annui. Se si somma alla normale utenza per elettrodomestici ed illuminazione quella per il riscaldamento con pompa di calore, è molto probabile che tale limite venga superato ampiamente e che quindi per questi consumi la tariffa che ne risultava poteva oscillare fra 20 e 30 c€/kWh. Successivamente a metà del 2010 è stata introdotta una tariffa per usi diversi da quelli domestici con l’installazione di un secondo contatore (e con il pagamento di una seconda quota fissa come anche di un corrispettivo di potenza impegnata). Ne risulta un prezzo unitario dell’energia che, tenendo conto degli oneri fissi, a seconda dell’entità del consumo annuale oscilla da 11 a 16 c€/kWh. Per questo, in funzione del COP stagionale della macchina, conviene rappresentare varie curve legate al prezzo unitario dell’energia elettrica per decidere quale sia il costo unitario per il kWht (Figura 12). La situazione per la tariffa gas non è molto diversa, anche se per altri motivi. Infatti la tariffa è fortemente condizionata dall’imposizione fiscale e dalle scelte dei distributori locali. Si possono trovare costi unitari inferiori ai 50 c€/m³ in

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Figura 12 – Costo unitario dell’energia termica prodotta (c€/ kWht) per diversi costi unitari dell’energia elettrica in funzione del COP stagionale per una pompa di calore elettrica Figura 13 – Costo unitario dell’energia termica prodotta (c€/ kWht) per diversi costi unitari del gas naturale in funzione del COP stagionale per una pompa di calore ad assorbimento

presenza di imposizione fiscale agevolata (tipicamente nel settore alberghiero), ma anche tariffe che superano 70 c€/m³, in particolare per le regioni non ex Cassa del Mezzogiorno dove l’accisa assume valore normale e non agevolata. Nuovamente conviene proporre delle curve parametrizzate sul costo medio del metano in range che va da 50 a 70 c€/m³ (Figura 13). Come si può facilmente apprezzare, la tariffa è decisiva nel determinare la convenienza di una soluzione rispetto all’altra. Tuttavia risulta più interessante confrontare la possibile convenienza della soluzione pompa di calore rispetto a quella tradizionale di caldaia, anche nella versione più “moderna” di caldaia a condensazione (vedi Box).

CONCLUSIONI La pompa di calore può essere una soluzione molto valida nel retrofit degli edifici esistenti. La sua scelta richiede una particolare attenzione che tenga presenti i terminali di impianto con le loro temperature di funzionamento, gli interventi sull’isolamento termico dell’edificio e la disponibilità della sorgente fredda per la pompa di calore. Particolarmente delicata risulta la scelta del balance point in funzione anche della curva cumulativa dei carichi. Livelli di temperatura per i terminali di impianto, condizioni climatiche per sorgente aria e valori tariffari di

Calcoli e stime nord italia

Venezia e Trapani , Simulazione dinamica

Si consideri un edificio con 10 appartamenti localizzato nel Nord Italia. Le unità Si è preso in considerazione un condominio di due piani con 8 unità abitative con 32_lazzarin 383-.qxd 08/09/11 17:02 Pagina 397 abitative siano di 100 m² ciascuna con un isolamento a livello di legge 10. Il fabuna superficie riscaldata netta di 100 m² ciascuna. L’edificio a pianta quadrata ribisogno complessivo nella stagione invernale sia di 150.000 kWht. Una caldaia a spetta i vincoli della legge 10/91 dal punto di vista degli isolamenti. Si è sviluppata condensazione correttamente installata (operante a portata variabile) può preuna simulazione dinamica nelle località di Venezia e di Trapani con climatizzaziosentare un rendimento stagionale del 95% e un consumo annuo di circa 16.000 m³ ne annuale con set point fissato a 20°C invernali e 26°C estivi. Si sono considerati (circa 11.000 €/anno). Una pompa di calore elettrica può presentare un COP stagio-Le pompe anche i carichi endogeni (illuminazione, elettrodomestici, persone, ecc.) con una di calore nel retrofit degli edifici: aspetti tecnici ed economici 397 nale di 3. Al consumo elettrico della pompa di calore si somma una quota di metaragionevole programmazione temporale. Ne è risultato un fabbisogno di riscaldano che deve tener conto del balance point e del ricorso ad una caldaia ausiliaria). In mento invernale di 74.000 kWh per Venezia e di 36.000 per Trapani ed un fabbisofunzione della curva cumulativa dei carichi, si potrebbe ipotizzare che la pompa di gno estivo (comprensivo del carico di deumidificazione di 12.000 kWh per Venezia per Venezia e di 36.000 per Trapani ed un fabbisogno estivo (comprensivo del carico di calore soddisfi all’80% il fabbisogno annuale, quindi 120.000 kWht, quindi 40.000 di 12.000 e di 16.000 kWhper perVenezia Trapani. e di 16.000 kWh per Trapani. deumidificazione kWh kWhe e 4000 m³ di metano per un rendimento della caldaia ausiliariaIldelpicco 95%. Per Il picco di riscaldamento è risultato 25 Venezia kW per Venezia e dikW 14 kW Trapani ee il di riscaldamento è risultato di 25 kW diper e di 14 perper Trapani il picco frigorifero 9 kW e di 11 dikW rispettivamente (per Venezia pesa molto carico una tariffa elettrica di 15 c€/kWhe e con la tariffa precedente del metano, l’onere dipicco frigorifero 9 kW e di 11 kW rispettivamente (per Venezia pesa il molto il caCOP stagionale perIllaCOP pompa di calore risultato pari èarisultato 2,56 a Veannuale è di circa 9000 €, con un risparmio annuo rispetto allalegato miglioreall’umidità). soluzione Ilrico legato all’umidità). stagionale per laèpompa di calore pari a nezia e a 2,89 a Trapani (si è ipotizzata una temperatura di mandata di 50°C). I rispettivi tradizionale di oltre 2000 € e la possibilità di avere anche la climatizzazione estiva. 2,56 a Venezia e a 2,89 a Trapani (si è ipotizzata una temperatura di mandata di valori medi estivi dello EER sono risultati di 3,39 e 3,26. La potenza nominale delle Nel caso di pompa di calore ad assorbimento si può ipotizzare un REP stagionale di 50°C). I rispettivi valoridimedi estivi dello EER con sono parzializzazione risultati di 3,39 e 3,26. La potenmacchine è stata selezionata sul carico picco invernale mediante 1,4, sull’90% del fabbisogno con un consumo di metano pari ainverter. 10.000 m³,Non di altri nominale delle macchine è stataad selezionata sul carico invernalesul con si sonozaconsiderate pompe di calore assorbimento perdilapicco mancanza di macchine di quelle tagliemediante (il valore minimo kWt). 2000 m³ per la caldaia ausiliaria oltre ad un consumo elettrico mercato per gli ausiliari delparzializzazione inverter. Nonè si40sono considerate pompe di calore ad La Tabella i consumipercalcolati nellesuldue località nel periodo invernale ela macchina di 2000 kWhe. L’onere annuale è ancora di circa 9000 €. Tariffe diverse riporta assorbimento la mancanza mercato di macchine di quelle taglie (iledvalore stivo per la soluzione con pompa di calore ad aria e per quella tradizionale (calpossono alterare questi valori in modo non trascurabile. Inoltre nella valutazione minimo è 40 kWt). daia+chiller). non va dimenticato che nel caso di climatizzazione estiva ad una potenza nominaLa Tabella I riporta i consumi calcolati nelle due località nel periodo invernale le invernale corrispondono, come ricordato in precedenza, benTabella diversi valori di caestivo perdila gas soluzione con pompaelettrica di calore eadcosti aria ediperesercizio quella tradizionale I - Consumiedannuali e di energia per la e per quella con pompa di calore nelle due località considerapacità frigorifera per le macchine elettriche e ad assorbimento.soluzione tradizionale (caldaia+chiller). te In ogni caso considerando un sovracosto delle pomVenezia Trapani Venezia Trapani pe di calore di 8-10.000 €, il tempo di ritorno semplice costo annuale euro dell’investimento oscilla fra 3 e 5 anni (sempre senza Riscaldamento tenere conto della disponibilità di potenza frigorifera). 9579 4677 m3 6705 3274 Caldaia 33949 14681 kWh 5432 2349 Pompa di calore Raffrescamento 4007 5894 kWh 882 1297 Chiller 4007 5894 kWh 641 943 Pompa di calore Tabella I – Consumi annuali di gas e di 7587 4571 Totale soluzione energia elettrica e costi di esercizio tradizionale per la soluzione tradizionale e 6073 3292 Totale pompa di per quella con pompa di calore calore invertibile nelle due località considerate 1514 1279 Risparmio annuo CONCLUSIONI

elettricità e gas guideranno la scelta fra pompe di calore elettriche e a gas. L’applicazione condominiale della pompa di calore si presenta particolarmente attraente e valutazioni economiche confermano tempi di ritorno semplice inferiori orientativamente a 5 anni (in assenza di qualsiasi tipo di incentivazione) senza considerare il vantaggio del servizio estivo che la pompa di calore invertibile può offrire. n * Renato Lazzarin, Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali, DTG Università di Padova

La pompa di calore può essere una soluzione molto valida nel retrofit degli edifici esistenti. La sua scelta richiede una particolare attenzione che tenga presenti i terminali di impianto con le loro temperature di funzionamento, gli interventi sull’isolamento termico dell’edificio e la disponibilità della sorgente fredda per la pompa di calore. Particolarmente delicata risulta la scelta del balance point in funzione anche della curva cumuBIBLIOGRAFIA lativa dei carichi. • Busato F., Lazzarin R. 2010. La pompa di calore elettrica come soluzione per il riscaldamento centralizzato: aspetti Livelli di temperatura per i terminali condizioni per sorgentariffari, valutazioni energetiche ed economiche. Proceedingsdi28ºimpianto, Convegno AICARR. Bologna,climatiche 28 ottobre, 231-242. te aria e valori tariffari di elettricità e gas guideranno la scelta fra pompe di calore eletMilano: AiCARR. e aHeat gas. L’applicazione condominiale della pompa calore • IEA.triche 2010. IEA Pump Programme. Retrofit Heat Pumps for Buildings, Annex 30diFinal Report.si presenta particolarmente attraente e valutazioni economiche confermano tempi di ritorno • Lazzarin R. 2006. La pompa di calore nella climatizzazione ambientale: evoluzione tecnologica dellesemplice macchine e inferiori dei orientativamente a 5 anni (in assenza di qualsiasi tipo di incentivazione) senza considesistemi. In: Atti Convegno AiCARR Padova Bari Catania. Padova, 22 giugno, 33-58. rare il vantaggio deldella servizio la pompa di calore invertibile Refrigerazione, può offrire.11, • Lazzarin R. 2007a. Evoluzione pompa diestivo calore. che CDA Condizionamento dell’Aria Riscaldamento 18-26. • Lazzarin R. 2007b. Technological innovations in heat pump systems. International Journal of low Carbon Technologies, 2, 262-288. • Lazzarin, R. Noro, M. 2007. Ventilazione meccanica controllata. Recupero energetico e pompe di calore: qual è la soluzione più conveniente?, CDA Condizionamento dell’Aria Riscaldamento Refrigerazione “Condizionamento dell’aria”, 10, 44-51. • Lazzarin R. 2008. Evoluzione della pompa di calore. Pompe di calore a gas e sistemi a pompa di calore. CDA Condizionamento dell’Aria Riscaldamento Refrigerazione, 1, 30-35. • Lazzarin R. 2010a. Le pompe di calore ad assorbimento: tecnologia e potenzialità. In: Proceedings 28º Convegno AICARR. Bologna, 28 ottobre 2010, 63-80. Milano: AiCARR. • Lazzarin, R. 2010b. Le energia rinnovabili e la pompa di calore. In: Atti Conferenze a tema “Iimpianti a pompa di calore”. Milano, 25 marzo 2010, 1-15. Milano: AiCARR. • Lazzarin R. 2011. Pompe di calore: parte teorica, parte applicativa. Padova: SGE editoriali editore.

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Pompe di calore in condominio

Climatizzazione centralizzata con pompe di calore Per l’ottenimento di benefit l’installazione deve essere accompagnata da un attento studio del territorio al fine di individuare i pozzi energetici più convenienti e da alcune strategie di ottimizzazione dell’efficienza energetica

ià nel 1993, il D.P.R. 412 citava la PdC quale fonte di energia assimilata alla rinnovabile da impiegare, elettivamente, nel settore del terziario e delle piscine. Merita però una precisazione la natura rinnovabile o meno dell’energia prodotta da una PdC. Se infatti è indubbio che i pozzi energetici a bassa entalpia che la PdC sfrutta sarebbero altrimenti persi, inutilizzabili, è altrettanto vero che per far ciò la PdC impiega energia elettrica prodotta per la gran parte da fonte fossile. Nei fatti, quindi, la PdC produce energia termica rinnovabile per la sola quota parte di elettricità da fonte rinnovabile del mix consumato ai suoi morsetti. Se quindi, stando al bilancio elettrico nazionale del 2009, le fonti rinnovabili coprono

di Simone Cappelletti* e Mauro Strada*

il 21,2% della produzione, è legittimo ammettere, al massimo, che solo il 21,2% dell’energia termica prodotta dalla PdC sia rinnovabile; nessun sistema di incentivazione riconosce, comunque e non a torto, l’ammissibilità di tale assunto. Diverso, potenzialmente, il caso di contratti di fornitura elettrica “green” o, certamente, il caso di PdC alimentata direttamente, in isola, da energia elettrica rinnovabile, per prima fotovoltaica o eolica. Il D.Lgs 28/2011 smentisce decisamente tali

precedenti considerazioni riconoscendo alle PdC quantità maggiori di energia prodotta da considerarsi rinnovabili. Attualmente gli ambiti di applicazione che vedono la PdC quale tecnologia affermata sono soprattutto gli edifici del terziario, dove i sistemi ad espansione diretta rappresentano la scelta più naturale.

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Pdc, vantaggi energetici ed economici Un elementare bilancio energetico di raffronto, che contrapponga una ordinaria PdC caratterizzata da COP nominale pari a 2,5 e una caldaia a condensazione che consegua un rendimento stagionale di 0,9, permette di evidenziare con immediatezza i grandi vantaggi energetici ed ambientali conseguibili. Come evidente in Figura 1, una semplice PdC, caratterizzata da COP di non eccezionale valore, permette di conseguire importanti risultati di risparmio energetico sulle fonti di energia primaria, nell’esempio pari al 22%. Equivalente confronto può essere posto in termini economici (Figura 2). La PdC permetterebbe di conseguire, quindi, anche notevoli risparmi economici, nell’esempio del 22%.

Figura 1 – Schema di flusso energetico elementare – Vengono poste a confronto semplificato le produzioni termiche per utilizzi di climatizzazione di caldaie tradizionali e PdC – kWhch corrisponde a energia chimica fossile, primaria Figura 2 – Schema di flusso energetico-economico elementare – Vengono poste a confronto semplificato le produzioni termiche per utilizzi di climatizzazione di caldaie tradizionali e PdC

PdC, fattori che ne limitano la diffusione

A fronte degli indubbi vantaggi, la diffusione delle PdC non ha registrato l’incremento auspicabile per una serie di motivi: • La PdC ha un costo di acquisto molto più elevato rispetto ad una equivalente caldaia, anche se a condensazione. Ad esempio, una PdC di 30 kWt (a -5°C) è caratterizzata da un costo di semplice acquisto di circa 7.000 €, rispetto ai 3.000 € di una onesta caldaia a condensazione. Il tempo di ritorno dell’investimento non è quindi immediato anche se deve essere notato che l’installazione della PdC include anche la produzione frigorifera che, nella soluzione tradizionale, dovrebbe essere affidata a specifici gruppi in solo freddo, ad esempio, nel caso residenziale, di tipo split. • La PdC è generalmente caratterizzata da una resa termica che decresce allo scendere della temperatura del pozzo energetico. Deve essere quindi posta attenzione alla scelta della sua taglia e certamente molta confusione provoca, nel caso dell’aria come pozzo energetico, la scelta comunemente adottata dei costruttori di riferire la potenza termica nominale ad una temperatura di 7°C, certamente vicina a quella media stagionale, ma molto distante dai canonici valori di progetto. • La PdC, nel caso dell’aria esterna quale pozzo energetico, soffre di una limitazione di funzionamento collegato alla minima temperatura esterna. In caso di freddo eccezionale è quindi probabile che la PdC non si avvii, al contrario di una caldaia tradizionale, insensibile alla temperatura esterna. Sono ormai comunque disponibili PdC con campo di funzionamento esteso a -15°C. Inoltre, utilizzare l’aria esterna come pozzo energetico, introduce l’ineludibile problematica dello sbrinamento (Figura 3). Il progresso tecnologico ha permesso di ottimizzare le inversioni di ciclo, riducendole al minimo.

Figura 3 – Variazione della potenza termica resa di una PdC ad aria in rapporto alla potenza nominale, al variare della temperatura esterna. Si noti la brusca diminuzione in corrispondenza delle temperature caratterizzate dalla funzione di sbrinamento • La PdC, nel caso dell’aria esterna quale pozzo energetico, genera alti valori di emissioni acustiche, problematica comunque condivisa con la produzione frigorifera. Porre rimedio a tali inconvenienti generalmente comporta onerosi interventi di abbattimento acustico ed il ricorso a versioni silenziate. • Nel caso residenziale la PdC richiede un potenziamento dell’allaccio elettrico. I 3 kW generalmente messi a disposizione per le abitazioni civili sono infatti inadeguati.

Central air conditioning with heat pumps: design, applications and economic issues

The use of heat pump as a heat generator, instead of more traditional boilers, is an interesting solution which, unfortunately, is not yet sufficient publicity in the Italian landscape plant, certainly due to a number of disadvantages that the technique could be able to successfully overcome. At the same time, the growth in the renewable fraction of the national electricity balance combined with the progressive increase of the thermal power plants efficiency allow to consider a heat pump as a “requalificator” of renewable energy. The decision to use a heat pump must be accompanied by a careful study of the area in order to identify the most cost-effective energy wells. In addition to air, the most common sources that can be used are: soil, surface water, groundwater and sea. For each source should be taken specific measures to safeguard the plant and the environment. The heat pump is also a useful way to benefit from waste energy such as free contributions from spaces that require cooling in winter, wastewater discharges and air expelled from the AHU (Air Handline Unit). Keywords: heat pump, requalification, energy wells

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SCELTA DEL POZZO ENERGETICO Oltre all’aria esterna, che rappresenta il più comune e semplice pozzo energetico che l’ambiente ci mette a disposizione, sono sorgenti di particolare interesse l’acqua di mare, le risorse idriche superficiali e sotterranee ed il terreno. L’aria esterna

Come detto, l’aria esterna rappresenta il più semplice ed economico pozzo energetico messo a disposizione dall’ambiente. La temperatura media stagionale, per le zone climatiche di tipo E, si attesta a valori vicini ai 7°C, confermando valori di COP superiori a 3, quindi con grandi vantaggi economici ed ambientali. L’aria esterna comporta i seguenti fattori problematici: • le temperature estreme, eccezionali, possono essere molto rigide, tali da provocare il blocco di funzionamento; • i cicli di sbrinamento sono una eventualità ineludibile, seppur riducibile al minimo; • le emissioni acustiche sono particolarmente elevate; • le taglie delle singole apparecchiature non raggiungono potenze particolarmente elevate. Generalmente le PdC ad aria sono applicate nei sistemi ad espansione direttamentre si dimostrano molto poco diffuse nei sistemi idronici. Nel prosieguo verrà illustrata una simulazione condotta su di un edificio residenziale, un condominio di 10 appartamenti, che pone in confronto una impiantistica ormai tradizionale, caratterizzata da impianto centralizzato di riscaldamento e produzione di acqua calda sanitaria ed in cui il raffrescamento venga affidato a semplici unità split autonome, ed una soluzione completamente basata sulla PdC, anche per la produzione di ACS. Una ulteriore ed interessante applicazione della PdC ad aria consiste nell’accoppiamento diretto tra il compressore ed un motore a combustione interna [1]. Tali apparecchiature permettono l’alimentazione diretta a metano con grande riduzione dell’impegno elettrico. Si dimostrano inoltre insensibili al problema dello sbrinamento, condotto a spese dell’energia termica di raffreddamento del motore a combustione interna. La macchina permette infine la produzione diretta di ACS ad alta temperatura in qualsiasi regime di funzionamento, sia esso estivo o invernale. Sono purtroppo disponibili soltanto per accoppiamento a sistemi ad espansione diretta, nel caso di impianti idronici è obbligato il ricorso ad un specifico modulo idronico, elemento che ne aumenta ulteriormente il costo. Nel progetto di restauro di palazzo Fulcis, a Belluno, prossima sede del

museo civico cittadino, l’indisponibilità di un sufficiente allaccio elettrico è stata appunto la condizione che ha posto le basi della scelta di questa tecnologia per la produzione dell’energia termica e frigorifera. I gruppi saranno caratterizzati da una efficienza non inferiore a 1,4 (rapporto tra energia termica erogata e portata termica consumata), quindi di molto superiore a una tradizionale caldaia a condensazione.

Figura 4 – Pompa di calore a combustione interna – per gentile concessione di SANYO Sales Marketing Europe G.m.b.H. Divisione Airconditioners

L’acqua di mare

L’acqua di mare presenta una escursione termica stagionale molto contenuta e temperature generalmente più favorevoli rispetto all’aria esterna. Come indicato in Figura 5 le temperature dell’acqua di mare si presentano estremamente favorevoli, ad esempio, nel mese di gennaio, la temperatura media di superficie si attesta a 7°C.

Figura 5 – Dati di temperatura in superficie dell’alto adriatico – www.arpa.fvg.it

Figura 6 – Opere di presa a mare a servizio del Nuovo Palazzo del Cinema di Venezia. In Figura viene presentata una fase di costruzione del complesso di presa a mare a servizio del Nuovo Palazzo del Cinema di Venezia. Il sistema è dotato di due condotte, di presa e di restituzione. La prima convoglia l’acqua di mare, per semplice gravità, alla vasca di raccolta in terra ferma, quindi a quota inferiore a quella di minima marea. Nella vasca sono collocate le pompe sommergibili, che rilanciano l’acqua ai sistemi di filtraggio, agli scambiatori al titanio di separazione e, infine, alla condotta di restituzione, in pressione. Il gradiente termico tra presa e restituzione è stato contenuto in 3°C. Al fine di preservare la zona di balneazione i punti di presa e restituzione distano 500 mt dalla linea media di costa. Le condotte sono state stese adottando la tecnologia detta di “teletunneling”, quindi provvedendo ad una perforazione teleguidata dalla postazione in terraferma, nell’immagine a sinistra, fino allo sbocco a mare, in corrispondenza di una piattaforma, immagine di destra. L’iter di approvazione è stato un ulteriore elemento di particolare delicatezza, esperito in concomitanza di una conferenza di servizi che ha coinvolto i diversi enti interessati (Comune di Venezia, Regione Veneto, Capitaneria di Porto, Demanio, ecc.)

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Ad ostacolare l’utilizzo dell’acqua di mare vi sono i seguenti fattori problematici [1]: • la salinità elevata risulta generalmente incompatibile con un utilizzo diretto negli apparati di scambio termico della PdC, è quindi generalmente indispensabile ricorrere ad una separazione fisica a mezzo di scambiatori in titanio, con conseguente peggioramento della effettiva temperatura del pozzo energetico; • la torbidità dell’acqua di mare, oltre alla presenza di materiale grossolano in sospensione, obbliga alla installazione di apparati di filtraggio molto sofisticato, generalmente di derivazione petrolifera; • la marea e la salvaguardia delle zone di balneazione obbligano ad opere di presa complesse; • i costi di pompaggio non sono quindi da trascurare e penalizzano il COP stagionale in maniera sensibile. Le acque superficiali o di falda

Al pari dell’acqua di mare le acque superficiali, di fiume, lago o falda, sono caratterizzate da temperature stagionali molto convenienti e stabili. Nel caso di utilizzo di acque sufficientemente limpide è inoltre possibile eliminare lo scambiatore di disaccoppiamento inviando direttamente all’evaporatore l’acqua prelevata, con vantaggio in termini di efficienza e di diminuzione degli oneri di pompaggio [2]. L’iter autorizzativo è purtroppo articolato ed incerto.

Un esempio esplicativo

ASPETTI PROGETTUALI La progettazione di un impianto alimentato da PdC pone alcuni fondamentali nodi che se non risolti rischiano di sterilizzare le potenzialità di tale tecnologia. Per primo il problema acustico, aspetto che costituisce una delle cause più comuni di contenzioso tra cittadini. Nel caso di utilizzo di acqua come sorgente è poi il problema del filtraggio e dei costi di pompaggio a dover essere approfondito con particolare attenzione. Emissioni acustiche

Le PdC ad aria presentano una serie di ventilatori che promuovono l’attraversamento della batteria dell’evaporatore da parte dell’aria esterna. L’immissione acustica di tali elementi è certamente la componente principale dell’emissione, mentre il rumore prodotto dai compressori è in genere efficacemente attenuato provvedendo ad una cofanatura fonoassorbente del vano di alloggiamento. Per quanto riguarda i ventilatori la strategia comunemente adottata, e certamente più efficace, è quella di istallare la PdC in posizione periferica, distante dai recettori sensibili. Quando non possibile sono a disposizione versioni silenziate. Nei casi più complessi è infine necessario ricorrere alla costruzione di barriere acustiche che circondino la macchina. Filtraggio della sorgente idrica

Nel caso di PdC utilizzante l’acqua come sorgente termica è di strategica importanza curare l’aspetto della filtrazione, al fine di evitare l’intasamento degli apparati di scambio. Nel caso, ad esempio, di acqua di falda è generalmente sufficiente provvedere alla installazione di un semplice filtro dissabbiatore a condizione che il pozzo abbia subito una profondo ciclo di lavaggio. Nelle prime fasi di avvio è infatti frequente che l’impianto subisca numerosi fermi a causa del repentino intasamento dei filtri. Ancor più insidioso il caso di acqua di mare o

Un esempio numerico è certamente la via più efficace per evidenziare l’aspetto dell’incidenza energetica del pompaggio. Si consideri il caso di un gruppo vite impiegato per la produzione di acqua di riscaldamento a 45-40°C (da inviare a sistemi radianti, ad esempio) ed alimentato da acqua di falda, con prelievo ad una profondità di 40 m e restituzione in superficie. La temperatura dell’acqua di falda sia di 10° e la restituzione a 7°C. Dal catalogo di uno dei principali produttori nazionali è possibile selezionare una apparecchiatura con le seguenti caratteristiche: • Potenza termica resa: 760 kW; • Potenza assorbita: 155 kW; • C.O.P.: 4,90 • Portata all’evaporatore: 49 l/s • Perdite di carico evap.: 115 kPa

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Figura 7 – Filtro automatico posto a protezione degli scambiatori di separazione nell’impianto dell’Hotel Isola di San Clemente – Venezia. La realizzazione, in funzione da alcuni anni, permette l’utilizzo dell’acqua della laguna di Venezia.

laguna. Come descritto precedentemente diviene d’obbligo il ricorso a sistemi di filtrazione molto più efficienti. L’incidenza energetica del pompaggio

Da non dimenticare nella valutazione della convenienza energetica ed economica di una PdC che utilizzi acqua come sorgente è l’incidenza del pompaggio. Le efficienze fornite dai produttori di questo tipo di PdC in genere non possono tenere conto del pompaggio primario, come avviene invece per l’impegno elettrico dei ventilatori nelle PdC ad aria. L’esempio esplicativo riportato nel box rende questo aspetto più chiaro.

Il circuito idraulico sarà alimentato da una pompa da pozzo che dovrà fronteggiare le perdite dovute all’evaporatore (115 kPa) al salto geodetico (40 m pari a 400 kPa) e alle perdite concentrate e distribuite della linea (prudenzialmente pari a 100 kPa). La pompa dovrà essere quindi in grado di elaborare una portata di 49 l/s con prevalenza di 615 kPa. La selezione dal catalogo di uno dei principali produttori restituisce una apparecchiatura con assorbimento elettrico di 10 kWe. La potenza elettrica assorbita passa quindi da 155 kWe a 165 KWe, mentre il C.O.P. scende da 4,90 a 4,61. La riduzione è sensibile ma la bontà della scelta rimane invariata (il progettista deve comunque ricordare che in caso di funzionamento anche in ciclo frigorifero la portata della pompa dovrà essere pari a quella necessaria al condensatore, nell’esempio pari a 61 l/s).

STRATEGIE DI OTTIMIZZAZIONE DELL’EFFICIENZA

Figura 8 – Variazione del C.O.P. di una PdC ad aria al variare della temperatura di produzione dell’acqua (Temperatura aria esterna -5°C) Figura 9 – Curva di regolazione della temperatura di produzione in funzione dell’aria esterna posta a base della simulazione oltre presentata

Figura 10 – Comparazione delle curve di C.O.P. con e senza la produzione a temperatura scorrevole Figura 11 – Recupero effettuato con la sola PdC ed equivalente schema costituito dall’accoppiamento di una resistenza elettrica ad un recuperatore a flusso incrociato

Scelta la sorgente più vantaggiosa ed individuata la migliore PdC, il progettista deve compiere uno sforzo fondamentale nella riduzione delle temperature del fluido termovettore da inviare ai terminali. In Figura 8 è evidente come il C.O.P. della PdC subisca una pesante diminuzione al crescere della temperatura di produzione dell’acqua, sono quindi in assoluto da preferire i sistemi radianti, a pavimento e soffitto, ed un generoso dimensionamento delle batterie calde delle UTA. Alcuni produttori permettono inoltre una gestione della temperatura di mandata impianto scorrevole, da correlare, ad esempio, alla temperatura esterna, in perfetta analogia a quanto generalmente previsto nei tradizionali circuiti di riscaldamento regolati con valvola miscelatrice. Al salire della temperatura esterna il C.O.P. (Figure 9 e 10) aumenta quindi in misura maggiore di quanto conseguibile con la sola variazione della temperatura esterna. Nella pratica impiantistica è inoltre buona norma suddividere la produzione termica su una pluralità di generatori. Nel caso della PdC risulta particolarmente vantaggioso provvedere quindi alla destinazione di uno specifico gruppo alla produzione ad alta temperatura (per la produzione di ACS, l’alimentazione delle batterie di post-riscaldamento, eventuali radiatori nei bagni, ecc.) ed i rimanenti alla produzione a bassa temperatura, da inviare ai pannelli radianti. Ulteriore accortezza consiste, nel caso di PdC ad aria, nel dirigere l’aria di espulsione delle UTA verso le PdC stesse, aumentando quindi, seppur di poco, la temperatura dell’aria esterna che attraversa la batteria evaporativa. Tale accorgimento apre alla discussione della correttezza termodinamica con cui vengono promossi molti sistemi di recupero, detti appunto termodinamici, sull’espulsione delle UTA. Va con certezza assoluta affermato che l’utilizzo della PdC nel recupero energetico sull’aria di espulsione è da ritenersi condivisibile soltanto dopo un recupero tradizionale, effettuato, ad esempio, con scambiatore a flussi incrociati. In letteratura [3][4] è noto il seguente esempio: si provveda alla installazione di una PdC che permetta la sottrazione dall’aria espulsa della stessa energia che sottrarrebbe uno scambiatore a flusso incrociato. Ebbene: la PdC equivarrebbe ad uno scambiatore a flusso incrociato accoppiato ad una semplice resistenza elettrica (Figura 11).

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CASE STUDY TECNOLOGIA TRADIZIONALE E PDC MESSI A Figura CONFRONTO 12 – Vista tridimensionale dell’edificio posto a base del confronto tra tecnologie.

sostanzialmente di primo acquisto di sistemi di condizionamento split pongono le Nel caso dell’edilizia residenziale, come anticipato precedentemente, le maggiopremesse per una convinta riproposizione della PdC. ri barriere alla diffusione della PdC sono essenzialmente l’elevato costo dell’acSi è quindi proceduto alla conduzione di una analisi comparativa tra un impianto quisto, la necessità di aumentare notevolmente la taglia dell’allaccioInelettrico, figura è riportata la vista tridimensionale dell’edificio posto a base del confronto tra tecnologie. La definizione dell’involucro e dei profili di occupazione e attivazione tradizionale ed un impianto basato sull’utilizzo della PdC a servizio di un edificio la diffusione di impianti di riscaldamento a radiatori. Il ritornato interesse per gli apparecchiature elettricheun condominio ha permesso definire un verosimile profilo del residenziale, di 10di appartamenti, caratterizzato da una superficie impianti centralizzati con efficaci sistemi di contabilizzazione edelle l’adozione ormai fabbisogno di riscaldamento, raffrescamento e produzione di ACS. lorda pari a 2063, 86 m² (superficie utile: 982,5 m²). Tabella I – Caratteristiche fondamentali dell’involucro Tabella I – Caratteristiche fondamentali dell’involucro DATI GENERALI EDIFICIO

Figura 12 – Vista tridimensionale dell’edificio posto a base del confronto tra tecnologie. La definizione dell’involucro e dei profili di occupazione e attivazione delle apparecchiature elettriche ha permesso di definire un verosimile profilo del fabbisogno di riscaldamento, raffrescamento e produzione di ACS.

GENNAIO FEBBRAIO MARZO APRILE MAGGIO GIUGNO LUGLIO AGOSTO SETTEMBRE OTTOBRE NOVEMBRE DICEMBRE

N° UNITÀ ABITATIVE N° FABB. PIANI RISCALDAM. FABB. RAFFRESCAM. 44.153,59 0 INTERPIANO NETTO 30.418,69 0 17.121,83 0 TRASMITTANZA PARETI ESTERNE 2.173,71 0 0 1.727,60 TRASMITTANZA SOLAIO ESTERNO 0 6.706,45 0 7.487,59 TRASMITTANZA PAVIMENTO ESTERNO 0 4.221,97 TRASMITTANZA FINESTRE 0 1.148,58 3.111,36 0 TRASMITTANZA PORTE VETRATE 23.543,63 0 40.365,52 0 RAPPORTO AEROILLUMINANTE

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m W/(m2K) W/(m2K) W/(m2K) W/(m2K) W/(m2K) m2 fin/m2 pianta

Figura 13 – Fabbisogni di riscaldamento, e ACS dell’edificio Fabbisognimensili mensili di riscaldamento, raffrescamento raffrescamento e ACS dell’edificio 60000

DATI GENERALI UNITÀ ABITATIVE SUP. UTILE m2 98,25

PIANO

45000

APPARTAMENTO 1

30000

PP00

SUP. LORDA m2 287,78

VOL. LORDO m3 410,4

SL/VL m-1 0,70

15000

GENNAIO

FABB. ACS: SOLARE

FEBBRAIO

MARZO

APRILE

MAGGIO

FABB. ACS: PdC o CALD.

Nella definizione dei fabbisogni di ACS si è posta attenzione al consumo connesso all’alimentazione di acqua calda delle lavastoviglie e delle lavatrici, ormai proposte dai costruttori di elettrodomestici con specifiche ottimizzazioni di funzionamento che permettono di evitare malfunzionamento degli apparecchi in tale situazione. Una nota particolare meritano i sistemi di deumidificazione proposti per le zone notte e giorno. Nella scelta dell’impianto radiante a pavimento in funzionamento anche di raffrescamento, proposto per tutte e tre le soluzioni successive di impianto con PDC, un problema irrisolto rimane la funzione di deumidificazione dell’aria, inattuabile con tale sistema. Le soluzioni adottabili Le soluzioni sono generalmente di tre specie: • Elementare: destinare la PdC alla sola funzione di riscaldamento ed optare per una installazione di semplici sistemi split autonomi, caratterizzati inoltre da efficienze molto elevate. La soluzione è certamente economica e semplificativa della gestione condominiale. Di contro, la soluzione comporta l’installazione delle unità esterne nella singola proprietà, con degrado del decoro architettonico o rinuncia a spazio utile nel terrazzino, l’avvicinamento delle emissioni acustiche ai recettori sensibili e la compromissione della adeguatezza del privato allaccio elettrico, in genere non superiore a 3 kW (quando funziona lo split altri elettrodomestici potrebbero dover essere spenti); • Ragionevole: destinare la PdC alla produzione di acqua refrigerata provvedendo alla installazione di ventilconvettori canalizzati, da installare nel controsoffitto del corridoio di disimpegno, per la deumidificazione delle zone giorno e notte, distinte al fine di non inquinare la zona notte con gli odori prodotti nella zona giorno, soprattutto di cottura. La soluzione permette di ristabilire

10 5 2,7 0,380 0,254 0,242 1,745 1,800 0,165

FABB. ACS SOLARE PdC o CALD. 884,79 5.802,99 1.517,97 4.522,50 2.595,02 4.988,33 3.011,31 4.327,98 3.315,64 4.268,17 3.364,45 3.685,95 3.606,27 1.546,28 2.987,35 500,10 2.955,95 4.093,78 2.216,82 5.367,23 1.100,88 6.238,34 780,47 5.907,34

GIUGNO

LUGLIO

AGOSTO SETTEMBRE OTTOBRE NOVEMBRE DICEMBRE

FABB. RISCALDAM.

FABB. RAFFRESCAM.

il decoro architettonico, la massima utilizzabilità degli spazi esterni e la piena disponibilità dell’alimentazione elettrica. Obbliga purtroppo alla produzione centralizzata di acqua molto più fredda di quella che potrebbe bastare agli impianti radianti a pavimento (i 7-12°C canonici contro i 15-18°C sufficienti ad un pavimento radiante) con decremento sensibile dell’efficienza della PdC. Impiantisticamente il circuito pannelli radianti deve inoltre essere dotato di una valvola di regolazione miscelatrice e della relativa pompa. • Evoluta: destinare la PdC alla produzione di acqua refrigerata da inviare al sistema di raffrescamento radiante e provvedere alla deumidificazione con apparecchi autonomi di deumidificazione, dotati di uno specifico circuito frigorifero. La soluzione permette di ottimizzare l’efficienza della PdC centralizzata e di limitare il consumo energetico di deumidificazione, caratterizzato da minor efficienza, alle sole reali necessità, in genere molto contenute nel caso residenziale. Il costo di questi apparecchi è purtroppo molto elevato. La soluzione “ragionevole”: risultati La scelta, considerando la limitata incidenza del fabbisogno estivo di raffrescamento, è ricaduta sulla tipologia detta “ragionevole”. Nelle valutazioni riportate nelle Tabelle si precisa che 1 TEP viene posto equivalente a 11628 kWh primari (equivalenti a 41860,8 MJ) e che, come individuato dall’autorità per l’energia elettrica ed il gas, un kWh elettrico consumato equivale a 0,187 · 10-3 TEP di energia primaria consumata in centrale termoelettrica (fattore che implicitamente considera un rendimento del parco termoelettrico italiano di 0,46). Per quanto riguarda la valutazione dei costi si è posto un costo del kWh elettrico pari a 0,16 €/kWh (compresa IVA 20%) e 0,7 €/Sm³ (compresa IVA 20%) per il consumo di gas metano (considerato con pci pari a 34.000 kJ/Sm³) – Dati del giugno 2011. Infine, per la valutazione delle emissioni di CO2, sono stati presi in considerazione

i seguenti fattori di emissione: 0,480 TON CO2/MWh per i consumi di energia elettrica, 0,202 TON CO2/MWh per i consumi di metano (fonte: IPCC 2006 Guidelines for National Greenhouse Gas Inventories). Come evidenziato nella Tabella VIII le prestazioni di un impianto in Pompa di Calore permette un significativo risparmio energetico ed economico. A fronte di un aumento del fabbisogno energetico per la produzione del freddo (gli impianti Figura 14 – Schema dell’impianto tradizionale. Si noti la rete di distribuzione e contabilizzazione dell’acqua di recupero piovana, da utilizzare nelle cassette di risciacquo WC e nelle lavatrici. L’impianto tradizionale è così proposto: • Impianto di riscaldamento a pavimento radiante; • Caldaia centralizzata a condensazione con circuito ad alta temperatura per produzione ACS; • Campo solare termico per la produzione ACS; • Boiler di produzione ACS alimentato dal circuito ad alta temperatura e dal circuito solare; • Satelliti d’utenza per la contabilizzazione dell’acqua di riscaldamento e per il consumo di ACS; • Unità dual-split autonome per il raffrescamento degli appartamenti.

split sono certamente più efficienti) le funzioni di riscaldamento e produzione ACS segnano un interessante risparmio, in grado di aumentare significativamente la classe energetica dell’edificio (da classe C a classe A), con tempi di ritorno dell’investimento molto contenuti. In prospettiva è inoltre auspicabile che i piani cottura, tradizionalmente alimentati a gas metano, siano sostituiti dai più efficienti e sicuri piani di cottura ad induzione. Figura 15 – Schema dell’impianto PdC. L’Impianto in PdC è così proposto: • impianto di riscaldamento a pavimento radiante; • sistema di deumidificazione per le zone notte e giorno; • PdC centralizzata a condensazione per la sola funzione di riscaldamento e raffrescamento; • PdC centralizzata ad alta temperatura per la sola produzione di ACS; • campo solare termico per la produzione ACS; • boiler di preriscaldo ACS alimentato dal circuito solare termico; • boiler di produzione ACS alimentato dal circuito ad alta temperatura; • satelliti d’utenza per la contabilizzazione dell’acqua di riscaldamento, raffrescamento e per il consumo di ACS.

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Climatizzazione centralizzata con pompe di calore: aspetti progettuali, applicativi ed economici

Tabella III – Consumi, in energia primaria, dell’impianto tradizionale, per le funzioni di riscaldamento

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Climatizzazione centralizzata con pompe di calore: aspetti progettuali, applicativi ed economici

Tabella III in energia primaria, dell’impianto per le Tabella II ––Consumi, Consumi, in energia primaria,tradizionale, dell’impianto funzioni di riscaldamento tradizionale, per le funzioni di riscaldamento PRODUZIONE TERMICA CON CALDAIA A CONDENSAZIONE FABB. REND. FABB. ENERGIA MESE RISCALD. PRODUZ. PRIMARIA MJ % MJ TEP 1,05 GENNAIO 44.153,59 100,85 43.782,98 0,72 FEBBRAIO 30.418,69 100,65 30.222,63 0,41 MARZO 17.121,83 99,86 17.146,41 0,05 APRILE 2.173,71 95,59 2.274,09 SPENTO MAGGIO SPENTO SPENTO SPENTO GIUGNO SPENTO SPENTO SPENTO LUGLIO SPENTO SPENTO SPENTO AGOSTO SPENTO SPENTO SPENTO SETTEMBRE SPENTO SPENTO 0,08 OTTOBRE 3.111,36 96,75 3.215,80 0,56 NOVEMBRE 23.543,63 100,33 23.465,80 0,96 DICEMBRE 40.365,52 100,79 40.050,48 3,83 TOT 160.888,33 100,44 160.158,19 Tabella IV – Consumi, in energia primaria, dell’impianto PdC, per le funzioni di riscaldamento

MESE

PRODUZIONE TERMICA CON POMPA DI CALORE FABB. FABB. ENERGIA RISCALD. COP ELETTRICA MJ % MJ TEP

PRODUZIONE TERMICA CON CALDAIA A CONDENSAZIONE FABB. REND. FABB. ENERGIA MESE RISCALD. PRODUZ. PRIMARIA MJ % MJ TEP 1,05 GENNAIO 44.153,59 100,85 43.782,98 0,72 FEBBRAIO 30.418,69 100,65 30.222,63 0,41 MARZO 17.121,83 99,86 17.146,41 0,05 APRILE 2.173,71 95,59 2.274,09 SPENTO MAGGIO SPENTO SPENTO SPENTO GIUGNO SPENTO SPENTO SPENTO LUGLIO SPENTO SPENTO SPENTO AGOSTO SPENTO SPENTO SPENTO SETTEMBRE SPENTO SPENTO 0,08 OTTOBRE 3.111,36 96,75 3.215,80 0,56 NOVEMBRE 23.543,63 100,33 23.465,80 0,96 DICEMBRE 40.365,52 100,79 40.050,48 3,83 TOT 160.888,33 100,44 160.158,19 Tabella IV III – Consumi, in energia dell’impianto PdC, per le funzioni di Tabella – Consumi, inprimaria, energia primaria, dell’impianto riscaldamento

PdC, per le funzioni di riscaldamento

PRODUZIONE TERMICA CON POMPA DI CALORE FABB. FABB. ENERGIA MESE RISCALD. COP ELETTRICA MJ % MJ TEP 44.153,59 3,37 13.083,22 GENNAIO 0,68 30.418,69 3,66 8.300,86 FEBBRAIO 0,43 17.121,83 4,59 3.732,08 MARZO 0,19 2.173,71 5,34 406,85 APRILE 0,02 SPENTO SPENTO MAGGIO SPENTO SPENTO SPENTO GIUGNO SPENTO SPENTO SPENTO LUGLIO SPENTO SPENTO SPENTO AGOSTO SPENTO SPENTO SPENTO SETTEMBRE SPENTO 3.111,36 5,34 582,35 OTTOBRE 0,03 23.543,63 4,43 5.315,91 NOVEMBRE 0,28 40.365,52 3,53 11.445,37 DICEMBRE 0,59 TOT 160.888,33 3,75 42.866,65 2,23

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Climatizzazione centralizzata con pompe di calore: aspetti progettuali, applicativi ed economici

Tabella V – Consumi, in energia primaria, dell’impianto di raffrescamento Tabella IV – Consumi, in energia primaria, dell’impianto tradizionale, con split autonomi di raffrescamento tradizionale, con split autonomi PRODUZIONE FRIGORIFERA CON IMPIANTO SPLIT FABB. FABB. ENERGIA MESE RAFFRESCAM. EER ELETTRICA MJ % MJ TEP GENNAIO SPENTO SPENTO SPENTO FEBBRAIO SPENTO SPENTO SPENTO MARZO SPENTO SPENTO SPENTO APRILE SPENTO SPENTO SPENTO MAGGIO 1.727,60 6,75 256,05 0,01 GIUGNO 6.706,45 5,28 1.270,06 0,07 LUGLIO 4,86 1.541,29 0,08 03-Cappelletti_Strada 35-58.qxd 30/05/11 7.487,59 15:21 Pagina 54 AGOSTO 4.221,97 5,06 834,31 0,04 SETTEMBRE 1.148,58 6,07 189,14 0,01 OTTOBRE SPENTO SPENTO SPENTO NOVEMBRE SPENTO SPENTO SPENTO 54 Climatizzazione centralizzata con pompe diSPENTO calore: DICEMBRE SPENTO SPENTO aspetti progettuali, applicativi ed economici TOT 21.292,19 5,20 4.090,85 0,21 Tabella VII – Consumi, in energia primaria, dell’impianto tradizionale per la Tabella – Consumi, inprimaria, energia primaria, Tabella VI –VI Consumi, in energia dell’impianto PdCdell’impianto funzione di produzione ACS

tradizionale per la funzione di produzione ACS

SETTEMBRE OTTOBRE 54 NOVEMBRE DICEMBRE TOT

1.148,58 6,07 189,14 SPENTO SPENTO Climatizzazione centralizzata con pompe diSPENTO calore: SPENTO aspetti progettuali, applicativi ed economici SPENTO SPENTO 21.292,19 5,20 4.090,85

0,01 SPENTO SPENTO SPENTO 0,21

Tabella VII – Consumi, in energia primaria, dell’impianto tradizionale per la funzione ACS in energia TabelladiVproduzione – Consumi, Tabella VI – Consumi, in energia primaria, dell’impianto PdC

primaria, dell’impianto PdC

PRODUZIONE ACS CON CALDAIA A CONDENSAZIONE PRODUZIONE FRIGORIFERA CONFABB. PdC ENERGIA FABBISOGNO REND. FABB. ACS FABB. ENERGIA TERMICO PRODUZ. PRIMARIA RAFFRESCAM. EER ELETTRICA MJ % MJ TEP MJ % MJ MJ GENNAIO 5.802,99 94,17 6.162,44 0,15 GENNAIO SPENTO SPENTO SPENTO FEBBRAIO 4.522,50 93,26 4.849,24 0,12 FEBBRAIO SPENTO SPENTO SPENTO MARZO 4.988,33 93,24 5.350,13 0,13 MARZO SPENTO SPENTO SPENTO APRILE 4.327,98 92,49 4.679,56 0,11 APRILE SPENTO SPENTO SPENTO MAGGIO 4.268,17 92,14 4.632,06 0,11 MAGGIO 1.727,60 5,41 319,33 0,02 GIUGNO 3.685,95 91,25 4.039,39 0,10 GIUGNO 6.706,45 4,81 1.394,27 0,07 LUGLIO 1.546,28 80,62 1.918,08 0,05 LUGLIO 7.487,59 4,45 1.682,60 0,09 AGOSTO 500,10 57,16 874,95 0,02 AGOSTO 4.221,97 4,63 911,87 0,05 SETTEMBRE 4.093,78 92,08 4.446,04 0,11 SETTEMBRE 1.148,58 5,41 212,31 0,01 OTTOBRE 5.367,23 93,70 5.727,94 0,14 OTTOBRE SPENTO SPENTO SPENTO NOVEMBRE 6.238,34 94,74 6.584,39 0,16 NOVEMBRE SPENTO SPENTO SPENTO DICEMBRE 5.907,34 94,27 6.266,49 0,15 DICEMBRE SPENTO SPENTO SPENTO TOT 51.248,99 92,29 55.530,71 1,33 TOT 21.292,19 4,71 4.520,39 0,23 MESE MESE

Tabella VIII – Consumi, in energia primaria, dell’impianto PdC per la funzione di Tabella VII – Consumi, in energia primaria, dell’impianto produzione ACS

PdC per la funzione di produzione ACS

PRODUZIONE FRIGORIFERA CON PdC PRODUZIONE ACS CON POMPA DI CALORE PRODUZIONE ACS CON CALDAIA A CONDENSAZIONE FABB. FABB. ENERGIA FABBISOGNO FABB. ENERGIA FABBISOGNO REND. FABB. ENERGIA 03-Cappelletti_Strada 35-58.qxd 30/05/11 15:21 Pagina 55 MESE RAFFRESCAM. EER ELETTRICA MESE MESE TERMICO ACS COP ELETTRICA TERMICO ACS PRODUZ. PRIMARIA MJ % MJ MJ MJ % MJ TEP MJ % MJ TEP GENNAIO SPENTO SPENTO SPENTO GENNAIO 5.802,99 1,97 2.951,85 0,15 GENNAIO 5.802,99 94,17 6.162,44 0,15 FEBBRAIO SPENTO SPENTO SPENTO FEBBRAIO 4.522,50 2,11 2.143,84 0,11 FEBBRAIO 4.522,50 93,26 4.849,24 0,12 MARZO SPENTO SPENTO SPENTO MARZO 4.988,33 2,39 con pompe 2.088,68 0,11 55 Climatizzazione centralizzata di calore: MARZO 4.988,33 93,24 5.350,13 0,13 APRILE SPENTO SPENTO SPENTO aspetti progettuali,2,51 applicativi ed economici APRILE 4.327,98 1.721,88 0,09 APRILE 4.327,98 92,49 4.679,56 0,11 MAGGIO 1.727,60 5,41 319,33 0,02 MAGGIO 4.268,17 2,61 1.637,16 0,09 MAGGIO 4.268,17 92,14 4.632,06 0,11 GIUGNO 6.706,45 4,81 1.394,27 0,07 GIUGNO 3.685,95 2,72 1.353,09 0,07 GIUGNO 3.685,95 91,25 4.039,39 0,10 Tabella IX – Riepilogo di raffronto per le due tecnologie a confronto LUGLIO 7.487,59 4,45 1.682,60 0,09 LUGLIO 1.546,28 2,77 558,27 0,03 LUGLIO 1.546,28 1.918,08 0,05 03-Cappelletti_Strada 15:21 Pagina 55 80,62 AGOSTO35-58.qxd 30/05/11 4.221,97 4,63 911,87 0,05 AGOSTO 500,10 0,01 AGOSTO 500,10 57,16 874,95 0,02 FABB. FABB. 2,75 FABB. 182,09 SETTEMBRE 1.148,58 5,41 212,31 0,01 SETTEMBRE ENERGIA 4.093,78 ENERGIA2,66 ENERGIA 1.541,47 FABB. 0,08COSTO SETTEMBRE 4.093,78 92,08 4.446,04 0,11 ENERGIA STAGION. OTTOBRE SPENTO SPENTO SPENTO PRIMARIA PRIMARIA PRIMARIA OTTOBRE 5.367,23 2,51 2.135,35 0,11 OTTOBRE 5.367,23 93,70 5.727,94 0,14 TOTALE ENERGIA NOVEMBRE SPENTO SPENTO SPENTO RISCALD. PER ACS RAFFR. NOVEMBRE 6.238,34 2,36 2.642,35 0,14 NOVEMBRE 6.238,34 94,74 6.584,39 0,16 DICEMBRE - Climatizzazione centralizzata SPENTO con pompe SPENTO SPENTO TEP TEP 2,02 TEP 2.921,38 TEP di calore: 55 DICEMBRE 5.907,34 0,15 € DICEMBRE 5.907,34 94,27 6.266,49 0,15 IMPIANTO TOT 21.292,19 4,71 4.520,39 0,23 aspetti progettuali, applicativi ed economici TOT 51.248,99 1,144.622,47 3,83 1,33 2,34 0,21 21.877,43 5,37 TOT 51.248,99 92,29 55.530,71 1,33 TRADIZION. IMPIANTO 2,23 1,14 0,23 3,60 3.078,42 PdC Tabella IX – Riepilogo di raffronto per le due tecnologie a confronto Tabella VIII – Consumi, in energia dell’impianto la funzione di a confronto Tabella VIII – Riepilogo diprimaria, raffronto per le PdC dueper tecnologie produzione ACS EMISSIONI EMISSIONI EMISSIONI EMISSIONI FABB. FABB. FABB. FABB. COSTO RISCALD. ACS RAFFR. TOTALI ENERGIA ENERGIA ENERGIA ENERGIA STAGION. PRODUZIONE ACS CON POMPA DI CALORE PRIMARIA PRIMARIA PRIMARIA TON TON TON TON TOTALE ENERGIA FABBISOGNOPER ACS RISCALD. RAFFR. FABB. ENERGIA CO2/ANNO CO2/ANNO CO2/ANNO CO2/ANNO MESE TERMICO ACS TEP COP ELETTRICA IMPIANTO TEP TEP TEP € 8,99 3,12 0,55 12,65 TRADIZION. MJ % MJ TEP IMPIANTO 3,83 1,33 0,21 5,37 4.622,47 IMPIANTO TRADIZION. GENNAIO 5.802,99 1,97 2.951,85 0,15 5,72 2,92 0,60 9,24 PdC IMPIANTO FEBBRAIO 4.522,50 0,11 3.078,42 2,23 1,14 2,11 0,232.143,84 3,60 PdC MARZO 4.988,33 2,39 2.088,68 0,11 APRILE 4.327,98 2,51 1.721,88 0,09 16 – Diagramma di confronto EMISSIONI EMISSIONI EMISSIONI Figura EMISSIONI MAGGIO 4.268,17 2,61 1.637,16 0,09 RISCALD. ACS RAFFR. TOTALI fabbisogno energia primaria GIUGNO 3.685,95 2,72 1.353,09 0,07 TON TON TON TON LUGLIO 1.546,28 2,77 558,27 0,03 Figura 17 – Diagramma di CO2/ANNO CO2/ANNO CO2/ANNO CO2/ANNO IMPIANTO AGOSTO 500,10 2,75 182,09 0,01 confronto emissioni CO2 8,99 3,12 0,55 12,65 TRADIZION. [1] “Palazzo Manfrin a Venezia: valutazioni economiche sull’uso di SETTEMBRE 4.093,78 2,66 1.541,47 0,08 IMPIANTO OTTOBRE 5.367,23 2,51 2.135,35 0,119,24 una pompa di calore a motore endotermico a gas con sfruttamen5,72 2,92 0,60 PdC NOVEMBRE 6.238,34 2,36 2.642,35 0,14 to dell’acqua di mare come sorgente fredda”, M. Strada, M. Vio, DICEMBRE 5.907,34 2,02 2.921,38 0,15 Condizionamento dell’aria, riscaldamento e refrigerazione, n.8, pp. TOT 51.248,99 2,34 21.877,43 1,14

BIBLIOGRAFIA

1115-1128, 1992. [2] “L’utilizzo delle pompe di calore con acqua di falda nella ricostruzione del teatro petruzzelli di Bari”, M. Strada, M. Cisternino, F. Ruggiero, ATTI DEL CONVEGNO AICARR “le moderne tecnologie negli impianti e Figura 15 – Diagramma di confronto fabbisogno energia primaria. nei componenti per il riscaldamento” Padova, 19 Giugno 2003, Bari, 26 Settembre 2003, Catania, 9 Ottobre 2003 [3] “Heat pump application in coverede swimming-pools”, M. Strada, M. Mariotti, Proceeding del 16th International Congress of Refrigeration, E2. – 611, 206÷213, Paris, 1983. [4] ”Recupero di calore negli impianti di ventilazione”, Tesi di Laurea di Simone Perin. AA 2011-2012. Relatore Prof. Zecchin Roberto, correlatori CONCLUSIONI Figura 15 – Diagramma di confronto fabbisogno energia primaria. Cappelletti Simone, Raisa Valentina. esempio applicativo, essa permetta di migliorare La Pompa di Calore è certamente uno degli [5] UNI 10349: 1994. “Riscaldamento e Raffreddamento degli edifici, Dati la classificazione energetica dell’edificio, aumenstrumenti più efficienti per promuovere il risparClimatici”. tarne la sicurezza eliminando il gas combustibile mio energetico nel settore della climatizzazione. [6] UNI TS 11300-1. “Determinazione del fabbisogno di energia termica all’interno delle singole residenze e migliorare il In particolare, nel campo della climatizzazione di dell’edificio per la climatizzazione estiva ed invernale”. pregio architettonico evitando l’installazione di edifici residenziali, questa tecnologia si presenta [7] UNI TS 11300-2. “Determinazione del fabbisogno di energia primaria e dei rendimenti per la climatizzazione invernale e per la produzione di unità autonome split. matura, con prodotti e soluzioni impiantistiche n acqua calda sanitaria”. che, in rapporto alla più tradizionale caldaia, assicurano uguale comfort e affidabilità. Viene in particolare dimostrato come, in un concreto

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* Simone Cappelletti e Mauro Strada, STEAM s.r.l.

TERMO

CLIMA

ECO energia

Sorgenti termiche

Terra o aria

è particolarmente mite, per cui l’aria è un’ottima sorgente termica, sempre disponibile a costo zero, mentre sulle acque superficiali bisogna fare dei distinguo legati alla tipologia e alla profondità di emungimento. La falda sarebbe sempre conveniente, dal punto di vista termico, perché è a temperatura costante prossima a quella della temperatura media annuale dell’aria della località. I limiti del suo utilizzo sono di due tipi: uno energetico e uno burocratico. Dal punto di vista energetico l’acqua di falda è poco conveniente se la falda è profonda, perché il peso di pompaggio è elevato sia per i limitati salti termici permessi dai regolamenti, sia perché difficilmente si riescono a sviluppare circuiti chiusi, per cui le pompe devono vincere anche il dislivello geodetico, a volte superiore ai 60 m. Il problema burocratico è ancora l clima italiano

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più serio, perché non vi è una regolamentazione precisa su tutto il territorio nazionale: in alcune zone l’emungimento è permesso senza grosse limitazioni, in altre è considerato un tabù. L’acqua di mare o di lago sono interessanti dal punto di vista termico, se prelevate ad almeno 10 m di profondità, dove la temperatura è costante tutto l’anno. Anche in questo caso va valutato bene il costo del pompaggio, penalizzato dall’elevata portata d’acqua necessaria per soddisfare il basso salto termico (3°C) imposto dalla legislazione. Prese d’acqua poste a livelli superiori, come nel caso di acque lagunari o fluviali, sono penalizzate da una variazione di temperatura più marcata nel corso dell’anno, con problemi di limiti inferiori nelle stagioni più rigide. Un esempio illuminante si è verificato quest’anno nella laguna di Venezia, che è in parte ghiacciata, portando la

temperatura dell’acqua nel bacino di San Marco a 0,5°C, bloccando il funzionamento di tutte le pompe di calore. A Palazzo Ducale, dove la pompa di calore è l’unico generatore, il riscaldamento non ha funzionato per più giorni. Il terreno è una soluzione molto di moda, ma spesso vengono sottovalutate alcune problematiche, una tra tutte la deriva termica. Se le pompe di calore lavorano prevalentemente in riscaldamento, come avviene nel residenziale, il terreno si raffredda nel corso degli anni fino a stabilizzarsi a valori in alcuni casi molto bassi, che fanno fallire l’intervento.

Valutazioni teoriche Dal punto di vista teorico un interessante studio, tratto da una tesi di laurea sperimentale, è stato presentato al convegno Aicarr di Bologna (De Biasio et al. 2010). Lo scopo dello studio, limitato al solo settore residenziale, è valutare le prestazioni stagionali invernali di pompe di calore aria-acqua e acqua-acqua in diverse località italiane ed europee, in funzione delle reali condizioni climatiche. Per quanto riguarda le pompe di calore acqua-acqua, lo studio le divide in due categorie, in funzione della differenza tra la temperatura della sorgente termica e la temperatura di evaporazione. I due valori sono rispettivamente

9°C e 15°C. Il primo valore (9°C) riguarda le pompe di calore collegate ad acqua di falda (tra falda e circuito evaporatore c’è solo uno scambiatore di calore) o a terreno, nell’ipotesi di superfici di scambio generose, mentre il secondo valore (15°C) è relativo al terreno, nel caso di superfici di scambio dimensionate in modo da minimizzare il numero delle sonde installate. Le ipotesi di partenza sono ben definite nella memoria, reperibile gratuitamente per tutti i soci nel sito dell’Aicarr. L’aspetto più importante da segnalare è che il confronto è stato fatto limitando il funzionamento della pompa di calore fino ad una temperatura dell’aria esterna di -5°C. Inoltre, ai fini del confronto si è calcolato il solo consumo dei compressori, ipotizzando quindi che l’energia spesa dagli ausiliari, ventilatori nelle macchine aria-acqua e pompe nelle macchine acqua-acqua, siano uguali. Ciò permette un confronto neutro

Figura 1 – Andamento del COP in funzione della temperatura dell’aria esterna per le varie tipologie di pompe di calore (DT è la differenza tra temperatura del terreno e temperatura di evaporazione). La discontinuità visibile nella curva di COP delle macchine ad aria dipende dai cicli di sbrinamento

Geothermal or air source heat pumps?

The Italian climate is mild, so the air is an excellent heat source is always available at no cost, while surface water must make a distinction related to the type and depth of pumping. The flap is always convenient from thermal point of view, because it is at a constant temperature close to that of the annual average temperature of the air of the spot, but he limits of its use are of two types: one energic and one bureaucratic. From the energy point of view the ground water is not very convenient if the water is deep, because the weight of pumping is high for both the limited thermal head permitted by the regulations, both because it is difficult to fail to develop closed circuits, where the pumps must also win the geodetic, sometimes exceeding 60 m. The bureaucratic problem is even more serious, because there is highly regulated throughout the country: in some parts of the pumping is permitted without major limitations, in others it is considered taboo. The sea water or lake are other interesting from the standpoint of heat, if you withdraw at least 10 m depth where the temperature is constant throughout the year. Also in this case must be assessed well the cost of pumping, penalized by the high water flow rate necessary to meet the low thermal head (3°C) imposed by legislation. The soil is a very fashionable solution, but often overlooked some issues, one of all the thermal drift. If heat pumps work mainly in heating, as occurs in the residential, the land cools over the years to stabilize at very low values in some cases, that fails the operation. In the following article we present the results of studies and monitoring features by some papers presented at Aicarr conferences. Keywords: geothermal heat pump, air source heat pump

tra diverse tipologie di pompe di calore, lasciando agli interessati la possibilità di considerare in modo autonomo le varie peculiarità della singola installazione. Va da sé che una pompa di calore aria-acqua con ventilatori centrifughi ha un consumo energetico maggiore dello stesso modello con ventilatori assiali così come, nel caso di macchine acqua-acqua, l’energia di pompaggio dipende da molti fattori difficilmente standardizzabili in modo corretto. Il confronto riguarda solo le prestazioni invernali, non quelle estive. Per questo si parla di validità limitata al solo uso nel residenziale, perché solo in questo settore il consumo energetico in riscaldamento prevale nettamente su quello estivo in tutte le località esaminate. L’analisi condotta utilizzando il Bin Method, ovvero considerando il numero di ore annue in cui in ogni città si verificano determinate condizioni (temperatura e umidità relativa) dell’aria esterna. Partendo dai dati climatici di ogni singola località e dal carico termico, si è determinato il COP medio stagionale per tutte le tipologie di pompe di calore considerate. Il calcolo è particolarmente complesso perché tiene conto anche delle perdite di efficienza dovute all’avviamento dei compressori. Per le pompe di calore acqua-acqua sono state ipotizzate due condizioni di funzionamento, in funzione del tipo di sorgente o del dimensionamento degli scambiatori: • temperatura di evaporazione 9°C inferiore alla temperatura del terreno: condizione relativa all’utilizzo dell’acqua di falda o a sonde a terreno, con dimensionamento “generoso” delle superfici di scambio termico; • temperatura di evaporazione 15°C inferiore alla temperatura del terreno: condizione relativa all’utilizzo di sonde a terreno, con dimensionamento improntato sulla riduzione del costo di installazione. Di conseguenza, mentre il COP delle macchine ad acqua scende leggermente all’aumentare della temperatura dell’aria esterna, perché diminuisce il carico, quello delle macchine ad aria dipende fortemente dalle condizioni dell’umidità dell’aria esterna. La Figura 1 già fa comprendere come il vantaggio delle pompe di calore acqua-acqua diminuisca all’aumentare della temperatura dell’aria esterna. La cosa interessante da notare è come non in tutte le condizioni il COP delle pompe di calore acqua-acqua è favorevole, soprattutto se la differenza di temperatura DT tra la sorgente termica (terreno o falda) e la temperatura di evaporazione è elevata, condizione che si ha quando la superficie di scambio delle sonde è limitata per ragioni di costo. Pertanto, ci si deve attendere che la sorgente terreno convenga tanto più

#15

I risultati dello studio teorico

I risultati ottenuti confermano le attese. Le Tabelle I, II e III e le rispettive Figure 2, 3 e 4, mostrano la situazione nel Nord, Centro e Sud Italia. Lo studio porta alle seguenti conclusioni: • in Italia non esistono città molto fredde, per cui il terreno è sempre a temperatura tale da rendere energeticamente convenienti le pompe di calore acqua-acqua. L’aria è un’ottima sorgente termica per le pompe di calore in tutto il territorio italiano. I valori di COP medi stagionali raggiungibili dal circuito frigorifero sono molto buoni. Ovviamente, perché ciò sia vero, è necessario utilizzare per quanto possibile pompe di calore con batterie di scambio termico generosamente dimensionate e circuiti frigoriferi con almeno due compressori; • valori di COP ancora più interessanti si possono ottenere se la temperatura dell’acqua prodotta non si mantiene costante, come ipotizzato, ma aumenta al diminuire del carico richiesto. Questo aumento è generalmente più sensibile per le pompe di calore aria-acqua rispetto alle pompe di calore acqua-acqua; • qualunque sia la latitudine, il vantaggio per le pompe di calore acqua-acqua è interessante solamente se la differenza tra temperatura del terreno e temperatura di evaporazione DT è di 9°C o inferiore, ovvero se si usa acqua di falda

Figura 2 – NORD ITALIA – Vantaggi energetici PdC acqua-acqua rispetto alle aria-acqua

Tabella I – Cop stagionali Nord Italia (DT è la differenza tra la temperatura della sorgente e la temperatura di evaporazione) 1 compressore 2 compressori ariaacqua

acqua-acqua 15°C

9°C

ariaacqua

acqua-acqua 15°C

9°C

Aosta

3,21

3,38

3,66

3,55

3,60

4,02

Torino

3,21

3,52

3,82

3,54

3,76

4,21

Genova

3,61

3,63

4,16

3,86

4,08

4,62

Milano

3,3

3,61

3,93

3,62

3,86

4,34

Trento

3,24

3,51

3,81

3,56

3,75

4,2

Venezia

3,35

3,47

3,94

3,68

3,87

4,35

Trieste

3,4

3,52

4,01

3,7

3,94

4,45

Bologna

3,29

3,65

3,98

3,63

3,91

4,4

quanto la temperatura dell’aria è bassa, quindi nelle città più fredde. Ciò è parzialmente vero, perché il confronto non viene fatto sull’intero campo delle temperature della località, ma solamente su quelle superiori o uguali a -5°C. Questa scelta è stata fatta sostanzialmente perché non tutte le pompe di calore aria-acqua in commercio riescono a lavorare con temperature dell’aria inferiori. Ci si aspetta quindi che le pompe di calore acqua-acqua siano più convenienti nelle città fredde, ma non troppo fredde, almeno se si considera un funzionamento solo con temperatura superiore a -5°C. Qui bisogna fare assoluta attenzione: lo studio non sostiene che la pompa di calore acqua-acqua non sia conveniente se la città è troppo fredda, tutt’altro. In condizioni di aria esterna troppo basse può spesso funzionare solamente una pompa di calore acqua-acqua e non acqua-aria. Lo studio fa solo un confronto tra le due sorgenti per temperature uguali o superiori a -5°C.

#15

oppure se si dimensionano generosamente le superfici di scambio delle sonde geotermiche. Pertanto, in estrema sintesi, è molto meglio una pompa di calore aria-acqua piuttosto che una geotermica con scambiatori a terreno sottodimensionati. I risultati dell’analisi dicono anche che la soluzione forse in assoluto migliore sarebbe un sistema misto, sia ad aria che ad acqua, da utilizzare in sequenza in funzione delle condizioni climatiche (Vio 2010). Si è detto all’inizio che il confronto è valido solamente nel settore residenziale, dove il consumo energetico è prevalentemente dovuto al riscaldamento invernale. Per ampliarlo anche agli altri settori, come terziario, alberghiero e industriale, bisognerebbe effettuare delle simulazioni per il funzionamento estivo, tenendo conto anche del possibile utilizzo della sorgente termica acqua in free-cooling. Pur trattandosi di un’analisi complessa, tuttavia si può presumere che i vantaggi per i sistemi acqua-acqua tenderebbero ad aumentare, perché la temperatura del terreno (o della falda o del mare) è quasi sempre favorevole rispetto all’aria, almeno nei mesi più caldi dell’anno. I vantaggi delle pompe di calore acqua-acqua possono leggermente migliorare se si utilizzano modelli con inversione sull’impianto

Dai risultati teorici ai risultati sul campo I risultati teorici evidenziati dallo studio sopra citato sono confermati anche da una serie di rilievi sperimentali fatti dal RSE con lo scopo di suggerire miglioramenti nella gestione degli impianti monitorati e, in ottica di lungo periodo, di fornire alcuni esempi validi per la progettazione e per comprendere e quantificare il possibile degrado nel tempo delle prestazioni. Facendo riferimento alla memoria presentata in occasione del Convegno Aicarr di Padova (Bazzocchi e Croci, 2012), sono state descritte le campagne di monitoraggio riguardanti tre impianti ad azionamento elettrico di cui due con scambiatori a terreno ed una ad aria.

POMPA DI CALORE AEROTERMICA

CASO RIUSCITO È stata monitorata, in primo luogo, una pompa di calore, di piccola taglia, che utilizza come sorgente termica l’aria esterna (Fig. 5). L’impianto è situato presso la sede milanese di RSE, in un edificio prefabbricato di circa 60 m², assimilabile ad un appartamento di piccole dimensioni e suddiviso in vari ambienti, ognuno dotato di ventilconvettori. La macchina utilizzata è equipaggiata con un compressore del tipo a “Doppio Rotore” controrotante con controllo a inverter che permette una modulazione continua del numero di giri e di conseguenza della potenza termica erogata. A partire dall’estate 2011, l’impianto è stato modificato in maniera tale da poter erogare il servizio di produzione di acqua calda sanitaria in aggiunta a quello di climatizzazione.

e non ad inversione sul ciclo, come ipotizzato e come generalmente si fa in pratica. Ciò perché gli organi di inversione del ciclo producono inefficienza energetica a causa delle perdite di carico (Vio 2010). Il confronto vale solo tra pompe di calore Tabella II – Cop stagionali Centro Italia (DT è la differenza tra la temperatura della sorgente e la temperatura di evaporazione) 1 compressore 2 compressori ariaacqua

acqua-acqua 15°C

9°C

ariaacqua

Figura 3 – CENTRO ITALIA – Vantaggi energetici PdC acqua-acqua rispetto alle aria-acqua

acqua-acqua 15°C

9°C

Firenze

3,45

3,54

4,03

3,77

3,96

4,46

Ancona

3,61

3,56

4,06

3,85

3,99

4,51

Perugia

3,41

3,57

3,89

3,71

3,82

4,3

Roma

3,67

3,65

4,18

3,89

4,1

4,65

Tabella V – Cop stagionali Sud Italia (DT è la differenza tra la temperatura della sorgente e la temperatura di evaporazione) 1 compressore 2 compressori ariaacqua

acqua-acqua 15°C

9°C

ariaacqua

aria-acqua e acqua-acqua. Se si volesse estendere il confronto alle caldaie bisognerebbe necessariamente tenere presente anche l’energia consumata con temperature dell’aria inferiori a -5°C.

Figura 4 – SUD ITALIA – Vantaggi energetici PdC acqua-acqua rispetto alle aria-acqua

acqua-acqua 15°C

9°C

L’Aquila

3,28

3,50

3,79

3,61

3,73

4,18

Campobasso

3,34

3,54

3,84

3,67

3,78

4,24

Napoli

3,83

3,8

4,38

4,02

4,29

4,9

Bari

3,68

3,82

4,19

3,89

4,11

4,66

Potenza

3,35

3,52

3,83

3,66

3,76

4,22

Catanzaro

3,65

3,63

4,16

3,87

4,08

4,62

Palermo

3,92

3,79

4,36

4,09

4,27

4,86

Cagliari

3,87

3,75

4,31

4,04

4,23

4,82

Bologna

3,29

3,65

3,98

3,63

3,91

4,4

Figura 5 – Schema dell’impianto con pompa di calore aerotermica a compressione. Viene mostrato il quadro sinottico del funzionamento invernale: la pompa di calore scalda l’acqua dell’impianto che viene indirizzata ai fan coils oppure, alternativamente al boiler dell’acqua calda sanitaria. La regolazione viene effettuata mediante una valvola a tre vie azionata dalla pompa di calore su segnale del termostato posto nel serbatoio dell’acs: quando la temperatura scende al di sotto dei 50°C il calore prodotto dalla macchina viene dirottato verso quest’ultimo, per poi essere indirizzato nuovamente verso l’impianto una volta raggiunti i 55°C. A tale riguardo si è osservato che l’assenza di logiche sulla tempistica di produzione dell’acqua calda sanitaria, con la momentanea sospensione del servizio di climatizzazione, può provocare delle variazioni non trascurabili della temperatura interna impostata. I prelievi di acqua calda sanitaria vengono eseguiti quotidianamente secondo il profilo riportato in basso a sinistra dello schema sinottico in Figura, per un totale di 150 litri al giorno alla temperatura di 40°C. Passando al funzionamento estivo la pompa di calore inverte il ciclo in modo da raffreddare l’acqua dell’impianto diretta ai fancoils; quando la temperatura del serbatoio dell’acqua calda sanitaria scende al di sotto del valore minimo, la macchina sospende il servizio di raffrescamento, inverte nuovamente il ciclo e ritorna al funzionamento invernale, con la sola produzione di acqua calda per il boiler.

#15

poco sul funzionamento giornaliero della macchina e non incide visibilmente sull’efficienza complessiva. Queste prestazioni sono state ottenute con una temperatura di mandata media pari 41°C in inverno, 10°C nella stagione estiva e 54°C per l’acqua calda sanitaria.

Facendo riferimento ai dati delle ultime due stagioni (Tab. 6), durante il funzionamento estivo la macchina ha fornito delle prestazioni stagionali pari a 3,6, comprensive sia del servizio di raffrescamento che di acqua calda sanitaria; mentre in inverno il COP globale (anch’esso comprensivo sia del servizio di riscaldamento che di acqua calda sanitaria) è stato di 3. Considerando la sola produzione di acqua calda sanitaria, si ottiene un COP pari a 3,4 durante il funzionamento estivo e pari a 2,5 durante quello invernale; entrambi i valori sono superiori al rendimento che si sarebbe ottenuto da una moderna caldaia, per il medesimo servizio. Si osservi che le prestazioni relative ai soli servizi di raffrescamento o di riscaldamento sono uguali a quelle ottenute dai bilanci globali, in quanto la produzione di acs pesa percentualmente molto poco sul funzionamento giornaliero della macchina e non incide visibilmente sull’efficienza complessiva. Queste

Tabella dell’impianto TabellaVI IV– –Prestazioni Prestazioni invernali invernali dell’impianto concon pompa di calore aerotermica a pompa di calore aerotermica a compressione compressione. Inverno Estate Inverno Inverno Estate 2009201020112010 2011 (giu.\sett.) (giu.\sett.) 2010 2011 2012 Temperatura media aria esterna [°C] Temperatura media di mandata PdC [°C] Energia termica per climatizzazione [kWh] Energia termica fornita al boiler acs [kWh] Energia termica sottratta all’edificio durante gli sbrinamenti [kWh] Energia elettrica PdC [kWh] COP/EER sola PdC PER PdC (rapporto energia primaria)

(genn.\apr.)

(ott.\ apr.)

(ott.\febb.)

6,5

24,4

6,9

24,7

4,8

8,3

40,7

4’523

-2’748

9’263

-1917

8’681

435

845

-140

-235

-332

1’472 3,4

1’016 3,1

3’039 3,3

708 3,6

3’365 3,0

1,55

1,42

1,54

1,7

1,38

prestazioni sono state ottenute con una tem10°C nella stagione estiva e 54°C CONCLUSIONI peratura di mandata media pari 41°C in inverno, per l’acqua calda sanitaria. Sono stati presentati in forma sintetica i risultati delle campagne di monitoraggio condotte su quattro impianti dotati di differenti tipologie di pompe di calore: aerotermiche, sia ad assorbimento che elettrica, e geotermiche. riguarda un impianto costituito da tre pompe di grazie alla fortunata collocazione POMPE DI CALORE CON SCAMBIATORI A TERRENO Dai dati raccolti si evince come queste pompe di calore abbiano rappresentato delle calore asservite al servizio di riscaldamento, rafin prossimi CASO RIUSCITO soluzioni vantaggiose dal punto di vista ambientale, indell’impianto, quanto capacisituato di garantire dei rifrescamento e produzione calda mare, siarispetto per il ridotto carico Tra gli impianti monitorati ne figurano, poi, sparmi di energia primaria e di di acqua emissioni di saniinquinantitàindel atmosfera a quanto si potrebbe ottenere conadibito le migliori attualmente intermico commercio. Tali esempi, cheospigli taria di un edificio a casacaldaie di riposo e sidell’edificio, che ha due geotermici, ossia che sfruttano il calore del autori pretendono di generalizzare, rappresentano un segnale perparte progettisti comtuato non a Camogli, in provincia di Genova (Fig. 6). tato solo una della ecapienterreno. mittenti di impianti al fine di valutare attentamente le possibilità di scelta della sorgente L’impianto è dotato di 22 sonde geotermiche di za massima della struttura. Questo Il primo sistema geotermico monitorato termica da utilizzare. profondità pari 110 metri. come queste macchine richiedano fattore hauna permesso di otteneOccorre poia sottolineare progettazione accurata degli impianti in cui sono inserite, che tenga in considerazione anche la loro interaIl monitoraggio di questo impianto ha riguarre delle buone prestazioni, nonoFigura 6 – Schema dell’impianto zione constagionali il terrenoottenuti per gli impianti al fine di nondivanificadato con due l’edificio inverni e i(edati (Tab. geotermici), stante la temperatura mandacon pompe di calore geotermiche a re i benefici attesi. L’utilizzo di soluzioni impiantistiche complesse e una disattenta gecompressione. Le tre pompe di calore VII) hanno rivelato come il funzionamento delta del circuito di riscaldamento sia stione, infatti, possono portare a costi di esercizio del sistema tali da non giustificare il installate hanno una potenza nominale pari la macchina sia economico stato moltoiniziale regolare, registrando stata mantenuta sempre su valori maggiore onere 05_Bazzocchi-Croci.qxd 28/05/12 10:22 Pagina 94sostenuto. a 40 kW e sono in grado di fornire acqua valori simili tra una stagione e l’altra. Il COP stapiuttosto elevati, attorno ai 55°C. È calda a due livelli termici di temperatura, gionale, comprensivo dei consumi per le pompe lecito, però chiedersi, data la favoche in questo caso sono impostati a circa geotermiche, è stato pari a 3,2; mentre la temrevole posizione climatica, come 55°C per il riscaldamento e a 65°C per peratura dell’acqua proveniente dalle sonde geavrebbe funzionato un impianto l’acqua calda sanitaria. In funzionamento 94 Monitoraggio delle prestazioni energetiche ad di sistemi pomparisultati di caloresi sarebbero estivo le valvole a tre vie invertono il otermiche si è sempre mantenuta nell’intorno aria eaquali flusso di acqua diretto negli scambiatori dei 16°C, anche durante i periodi più freddi, sia potuti ottenere. della pompa di calore, dirottando l’acqua proveniente dalle sonde geotermiche invernali dell’impianto con Tabella VII – Prestazioni Tabella III – Prestazioni invernali dell’impianto con pompe di calore geotermiche a verso il condensatore e quella del circuito pompe di calore geotermiche a compressione compressione. di climatizzazione verso l’evaporatore. Inverno Inverno 2010-2011 2011-2012 Temperatura media aria esterna [°C] Temperatura media di mandata PdC [°C] Temperatura media dell’acqua dalle sonde geotermiche [°C] Temperatura media dell’acqua alle sonde geotermiche [°C] Energia termica fornita dalle PdC [kWh] Energia elettrica PdC [kWh] Energia termica prelevata dal terreno [kWh] Energia elettrica pompa geotermica [kWh] COP sole PdC COP PdC + pompe geotermico PER PdC (rapporto energia primaria)

POMPA DI CALORE ELETTRICA ACQUA/ ACQUA CON SERBATOI DI ACCUMULO

CASO PROBLEMATICO Altro caso analizzato dal RSE è quello di un

#15

(dicembre \ aprile)

10,7 54

(ottobre \ febbraio)

9,9 53,8

82’162 23’090 59’072 1’832 3,5 3,2 1,47

65’772 19’036 46’736 1’536 3,5 3,2 1,47

4. IMPIANTO CON POMPA DI CALORE AEROTERMICA A COMPRESSIONE condominio composto da 12 appartamentermica nominale pari a circa 67 E’ stata infine monitorata una pompa di calore, chediutilizza come ti di media metratura situato ad Alessandria. kW,die piccola da due taglia, serbatoi accumusorgente termica l’aria esterna. L’impianto è situato presso la sede milanese di RSE, in L’impianto (Fig. 7)è costituito da una pompa lo, uno perappartamento l’acqua caldadisanitaria, un edificio prefabbricato di circa 60 m2, assimilabile ad un piccole didi calore elettrica acqua/acqua con potenza di capacità pari a 2000 litri, l’altro mensioni e suddiviso in vari ambienti, ognuno dotato di ventilconvettori. La macchina utilizzata è equipaggiata con un compressore del tipo a “Doppio Rotore” con controllo a inverter che permette una modulazione continua del numero di giri e di conseguenza della potenza termica erogata. A partire dall’estate 2011, l’impianto è stato modificato in maniera tale da poter erogare il servizio di produzione di acqua calda sanitaria in aggiunta a quello di climatizzazione.

Monitoraggio delle prestazioni energetiche di sistemi a pompa di calore

destinato al riscaldamento, di capacità pari a 920 litri. La distribuzione interna prevede un sistema a pannelli radianti a pavimento, che consente temperature di mandata inferiori a quelle necessarie con soluzioni tradizionali. A servizio della pompa di calore sono state realizzate 15 sonde geotermiche, di profondità 100 metri, distanti tra loro 4-5 metri e disposte su due file parallele distanziate anch’esse di circa 5 metri. La circolazione dell’acqua contenuta nelle sonde geotermiche è assicurata da una sola pompa esterna alla PdC con potenza elettrica assorbita pari a 2,2 kW. Le prestazioni sono riassunte in Tabella VIII. Il monitoraggio di questo impianto ha riguardato tre stagioni di riscaldamento ed è stato quindi possibile seguire l’andamento delle prestazioni nel corso degli anni. Come si può osservare l’impianto ha fornito delle prestazioni piuttosto mediocri e inferiori alle aspettative; in particolare, il COP stagionale è stato leggermente più alto durante la prima stagione (inverno 2009-2010) per poi calare considerevolmente durante gli inverni successivi. Questo comportamento può in parte essere ricondotto alla temperatura dell’acqua proveniente dalle sonde geotermiche particolarmente bassa (principalmente a causa di un sottodimensionamento degli scambiatori di calore con il terreno). Per ciò che riguarda, invece, le medie giornaliere per i tre anni considerati, il monitoraggio ha registrato che la temperatura subisce un calo in corrispondenza dei giorni più freddi, quando il fabbisogno dell’edificio cresce e di conseguenza il terreno è chiamato a fornire il carico maggiore. Confrontando i tre anni in esame, si può notare come nel corso dell’inverno 2011-12 il terreno abbia risposto in modo peggiore alle sollecitazioni della macchina, raggiungendo temperature anche molto

Figura 2 – Schema dell’impianto con pompa di calore geotermica a compressione.

L’acqua per il sistema di riscaldamento viene fornita a temperatura variabile tra i 35 e i 45°C, mentre quella diretta al boiler dell’acqua calda sanitaria viene scaldata ulteriormente nel de-surriscaldatore sinocon a raggiungere 55°C (come mostrato aincompressione. Figura 2). Figura 7 – Schema dell’impianto pompa dii calore geotermica monitoraggio di riscaldamento questo impiantoviene ha riguardato stagioni di riscaldamento L’acquaIlper il sistema di fornita tre a temperatura variabile ed è possibile delledell’acqua prestazioni calda nel corso degli viene anni, come trastato i 35quindi e i 45°C, mentreseguire quellal’andamento diretta al boiler sanitaria riportatoulteriormente in Tabella II. nel de-surriscaldatore sino a raggiungere i 55°C. scaldata

Tabella – Prestazioni invernali dell’impianto con di calore geotermica a Tabella II –VIII Prestazioni invernali dell’impianto con pompa pompa di calore geotermica a compressione compressione. Inverno Inverno Inverno 2009-2010 2010-2011 2011-2012 (ottobre \ aprile)

Temperatura media aria esterna [°C] Temperatura media di mandata PdC [°C] Temperatura media dell’acqua dalle sonde geotermiche[°C] Temperatura media dell’acqua alle sonde geotermiche[°C] Energia termica fornita dalla PdC [kWh] Energia elettrica PdC [kWh] Energia termica prelevata dal terreno [kWh] Energia elettrica pompa geotermica [kWh] COP sola PdC COP PdC + pompa geotermico PER PdC (rapporto energia primaria)

basse, comportamento imputabile ad un possibile degrado termico. I valori del secondo inverno (2010-11) devono essere interpretati alla luce di un anomalo comportamento della pompa di calore, che ha funzionato con COP inferiori rispetto agli altri anni, asportando quindi meno calore dal terreno, che ha così raggiunto livelli di

(ottobre \ aprile)

(ottobre \ febbraio)

7,4 35,2

5,3 36,6

3,3 37,5

4,4

3,8

2,3

2,4

2,8

0,5

147’309 47’005

144’923 56’035

126’580 44’641

100’304

88’888

81’939

6’197

8’039

6’382

3,1 2,8 1,27

2,6 2,3 1,04

2,8 2,5 1,14

temperatura maggiori rispetto all’anno precedente. Si precisa che l’assenza dei dati relativi ai giorni dal 15 al 22 dicembre 2009 è dovuta ad un fermo dell’impianto. In conclusione l’impianto ha fornito prestazioni superiori a quelle ottenibili da moderne caldaie a gas ma non tali da giustificare i maggiori oneri che questa soluzione impiantistica comporta.

Il problema della deriva termica L’esperienza e le conoscenze maturate nell’ambito del comportamento di pompe di calore geotermiche hanno mostrato che la capacità termica del terreno va tenuta in debito conto in quanto, essendo tutt’altro che illimitata, l’estrazione di calore porta ad inaccettabili abbassamenti della sua temperatura nell’intorno delle sonde

geotermiche. Le norme esistenti o in fase di sviluppo in Italia in materia di progettazione delle pompe di calore geotermiche e delle loro strutture connesse destinano una grande attenzione al fenomeno del progressivo depauperamento della sorgente geotermica (Zarrella, 2010). Questo è un segnale evidente di quanto sia rilevante il fenomeno e di quanto gli esperti portino

a convergere su di esso il proprio interesse. Una grandezza di estrema importanza per il monitoraggio del fenomeno è la temperatura del terreno, sulla cui evoluzione già da tempo le valutazioni proposte spesso divergono da evidenze o percezioni suggerite dall’esperienza. In particolare, le norme sembrano indicare un raffreddamento del suolo, nel corso degli anni, minore di quello osservato nella realtà. A tale riguardo,

#15

286

realizzate 15 sonde geotermiche, di profondità 100 m, costituite da un singolo tubo di andata e ritorno di diametro 40 mm e posizionate a 4÷5 m di distanza l’una dall’altra, nell’area verde tra i due edifici. Le prestazioni dell’impianto geotermico sono riportate in Tabella I. Studi modellistici e sperimentali sull’interazione

pompe di della calorepompa geotermiche e il terreno circostante Tabella –tra Prestazioni calore pertemperatura Tabella I -IXPrestazioni della pompa di di calore per dell'acqua in temperatura dell’acqua in ingresso pari a 0°C ingresso pari a 0 °C Potenza termica resa dalla PdC all’ambiente interno

66,7

Potenza elettrica assorbita dalla PdC

16,8

Potenza termica sottratta al terreno tramite le sonde geotermiche

49,9

Una planimetria dell’edificio e del campo geotermico associato è riportata in Figura 1 Figura 8 – Visione planimetrica dell’impianto geotermico Si osservi che l’impianto in questione, progettato nel 2006, è di rilevanza rispetto agli obiettivi di natura metodologica della memoria essenzialmente per il gran volume di risultati sperimentali da esso prodotti e qui in buona parte utilizzati. E’ invece estranea al presente contesto la disamina dei criteri, delle modalità e delle procedure di progettazione seguite per esso e la valutazione dei possibili interventi correttivi atti ad ovviare a possibili suoi malfunzionamenti. Alcuni commenti in merito sono comunque reperibili in (Bazzocchi et Croci, 2010) e in (Capozza et Madonna, 2011).

una memoria presentata al Convegno Aicarr di Baveno (Capozza-Madonna 2011), descrive gli studi effettuati nel 2010-11 da RSE sul complesso edilizio sito in Alessandria e sopra descritto (Tab. IX e Fig. 8).

Il volume di accumulo

Tin Tout (°C)

Un risultato importante del monitoraggio eseguito è che il fabbisogno termico rilevato sull’edificio è stato di circa 173 000 kWh/anno (corrispondenti ad un flusso termico medio annuo alle sonde di circa 13 500 W). Inoltre, la temperatura del terreno 2.2. Risultati sperimentali adiacente alla pompa, dopo circa un Sull’impianto appena descritto è stato effettuato un monitoraggio e se ne sono elaborati i risultati ottenuti tra aprile 2009 e dicembre 2010 (Bazzocchi et Croci, 2010). anno di utilizzo ed in condizioni di staAl fine di conseguire gli obiettivi esposti, le grandezze misurate e/o derivate sono, to di off della pompa di calore, è pastra le altre, le seguenti: sato dal valore di 15°C (che si assume Figura 1 – Visione planimetrica dell’impianto geotermico - energia termica utile prodotta per il riscaldamento; ora e nel seguito come quello “indi- temperature dell’acqua a monte e a valle delle sonde geotermiche, sturbato”) a quello di 12°C (Fig. 9); essa - temperatura esterna dell’aria, Un risultato importante di tale monitoraggio è che il fabbisogno termico rilevato - consumi elettrici è quindi diminuita di circa 3°C. sull’edificio è stato di circa 173 000 kWh/anno (corrispondenti ad un flusso termico I ricercatori hanno potuto facilmedio annuo alle sonde di circa 13 500 W). mente identificare un volume di accuInoltre, la temperatura del terreno adiacente alla pompa, dopo circa un anno di utilizzo mulo in cui si concentra la parte più ed in condizioni di stato di off della pompa di calore, è passato dal valore di 15 °Crilevante (che del salto termico totale nel za-Madonna 283-.qxd 08/09/11 16:46 Pagina 287 si assume ora e nel seguito come quello “indisturbato”) a quello di 12 °C (vedasi Figura terreno (il cosiddetto storage volume): Figura 9 – Impianto di Alessandria: 2); essa è quindi diminuita di circa 3 °C. temperatura esso risulta dall’inviluppo dei cilindri fluido a monte e a valle delle sonde geotermiche di raggio pari alla semidistanza tra le sonde e centrati sulle sonde stesse. Il 12.5 valore di temperatura media in tale volume rappresenta un elemento di 12 Studi modellistici e sperimentali sull’interazione 287 omogeneità tra risultati sperimenta11.5 tra pompe di calore geotermiche e il terreno circostante li con quelli del modello 2-D messo a punto da RSE, con quelli del program11 ma di simulazione TRNSYS e con quelli ottenibili dalle norme specifiche e ne 10.5 - COP stagionale della pompa di calore COP = 3,14 T in sonde rende quindi possibile e significativo il λ = 1,83 W/(m K) - conduttività10 termica media del terreno T out sonde confronto. 3 K) - capacità termica volumica media del terreno C = 2,42 MJ/(m stato pdc Il depauperamento termico che ON ON ON ON 9.5 si rileva di dopo un periodo di funzioLa temperatura θp è stata ripetutamente calcolata per valori crescenti del tempo OFF OFF OFF OFF namento utilizzo e per un valore fisso di 1500 m della lunghezza cumulata delle sonde, ottenendo dell’impianto di 10 anni è 9 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 ingente: il massimo decremento di i risultati mostrati in0 1Figura 3. Si osserva risultante t (ore) in particolare il valore di 1,68 °C, del terreno, riscontrabidopo Figura un anno di funzionamento, da porre in relazione con quello di 3 °C misurato temperatura per il 2 – Impianto di Alessandria: temperatura fluido a monte e a valle delle sonde geotermiche le al centro dello storage volume, è decremento di temperatura del terreno (vedasi par. 2.2). valutabile in circa -14,8°C (quindi con Figura 10 – Temperatura di penalizzazione per l’impianto reale una temperatura del terreno presumi2.3. Indicazioni normative bilmente prossima agli 0°C), mentre Si è considerata la bozza di normaanni(CTI, 2010) essenzialmente per una prima il decremento medio di temperatura valutazione dell’evoluzione temporale del decremento di temperatura del terreno, 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 nello storage volume è di circa -11°C. 0,00

șp (°C)

identificata nella temperatura di penalizzazione θp, ottenuta mediante la formulazione -1,00 ASHRAE (Kavanaugh et Rafferty, 1997), valida in assenza di moto di falda. La valutazione del -2,00 I parametri fisici assunti per il terreno e la macchina, sia nel presente calcolo che in depauperamento -3,00 tutte le valutazioni successive, sono i seguenti: Considerando le norme in corso di tetap

-4,00 -5,00 -6,00 -7,00 -8,00 -9,00

Figura 3 – Temperatura di penalizzazione per l’impianto reale

discussione a livello nazionale, qualora si assuma come valutazione del decremento termico del terreno (Tab. X) la temperatura di penalizzazione θp, va osservato che essa appare sottovalutare fortemente il fenomeno di depauperamento termico. La motivazione di

2.4. Simulazione mediante il programma TRNSYS 40 #15 E’ stato utilizzato (Capozza et Madonna, 2011) il programma di simulazione dinamica TRNSYS 17, corredato della libreria geotermica TESS: in mancanza di

23-86_Capozza-Madonna 283-.qxd 08/09/11 16:46 Pagina 288

questa sottovalutazione sembra riconducibile al troppo piccolo campo di influenza radiale che le norme associano a ciascuna sonda nello svolgimento del calcolo della suddetta grandezza. Di contro il programma TRNSYS sopravvaluta gli effetti del depauperamento termico, per motivazioni legate alla modellistica in esso adottata per il complesso delle sonde, che non tiene conto delle effetti della particolare geometria secondo la quale sono disposte le sonde nel piano orizzontale, che porta a mal valutare lo sfruttamento della capacità termica del suolo.

Strategie con il depauperamento

Tabella X – Decremento di temperatura del terreno dopo un anno. Valutazioni. Ferme restando le riserve legate alla non perfetta aderenza tra realtà sperimentale e simulazione, che non considera il moto di falda e che evidentemente porta a 288 Studi modellistici e sperimentali sull’interazione valutazioni in eccessotra delpompe depauperamento termico, si è protratta la simulazione di calore geotermiche e il terreno circostante su di un periodo di 10 anni, ottenendo risultati di cui la Figura 11 mostra un esempio. Il risultato è di un decremento di temperatura del terreno di circa 11°C, daTabella rapportare circa 6,4°Cdi raggiunti dalladel temperatura di penalizzazione. II – ai Decremento temperatura terreno dopo un anno. Valutazioni Fonte

Significato

Norme Sperimentale TRNSYS

Valore

temperatura di penalizzazione θp

-1,7 °C

Decremento temperatura terreno adiacente alle sonde

-3,0 °C

Decremento medio temperatura nello “storage volume”

-4,2 °C

Ferme allora restando le riserve legate alla non perfetta aderenza tra realtà Figura su 10 anni TRNSYS Temperatura del terreno 11 – Simulazione sperimentale e simulazione, che nontramite considera il moto– di falda e che evidentemente porta a valutazioni in eccesso del depauperamento termico, si è protratta la simulazione su di un periodo di 10 anni, ottenendo risultati di cui la Figura 4 mostra un esempio. Il risultato è di un decremento di temperatura del terreno di circa 11 °C, da rapportare ai circa 6,4 °C raggiunti dalla temperatura di penalizzazione (Figura 3).

NOMENCLATURA

D TM (°C)

Un’analisi parametrica svolta sul caso reale in esame ha mostrato che il raddoppio o la triplicazione della distanza tra le 23-86_Capozza-Madonna 283-.qxd 08/09/11 16:46 Pagina 291 sonde, qualora fosse stato previsto in sede di progetto, avrebbe condotto a valori decisamente più contenuti del depauperamento termico; a seguito di tali modifiche del progetto, infatti, il decremento termico di picco avrebbe potuto Studi modellistici e sperimentali sull’interazione 291 ridursi rispettivamente del 40% e del 55%; tra pompe di calore geotermiche e il terreno circostante Figura 12 – Modello di Altresì i ricercatori hanno ritenuto realizzasorgente lineare – 15 sonde bile e utile una diversa modalità di utilizzo – t = 10 anni – Decremento dell’impianto che preveda il suo utilizzo temperatura Il livellamento delle(°C). temperatura nello “storage volume”. Si osservi infine, dalla stessa valore massimo ∆TM del anche per il raffrescamento estivo, oltre Figura 4 – Simulazione su 10 anni – Temperatura terreno 1 tramite annoTRNSYS è assai vicinodel al valore di 3 °C, relativo al che il valore di ∆T dopo decremento di temperatura che per il riscaldamento invernale. InTabella, tal ad un dato tempo di adiacente alla di sonda, sempre dopo un anno entro sull’impianto caso, infatti, il decremento termico di terreno picTale coppia valori misurato definisce un intervallo di variabilità il quale è reale (Tabella funzionamento è rilevabile II). che si trovi compreso il decremento di temperatura che effettivamente si co potrebbe ridursi fino del 22,5%. n inverosimile prossimità1 della sonda attende nel terreno dopo 10 anni di funzionamento. Questa grandezza è quella centrale M della seconda fila. maggiormente responsabile di impatto sulla performance a lungo termine dell’impianto e Per approfondimenti sugli studi qui riassunti Tabella – Decremento terreno. Grandezze significative Tale valore, risultando il III prosieguo del lavoro dalla ne di ha temperatura considerato l’unicadel valutazione possibile in alternativa a sovrapposizione dei campi si rimanda alle versioni integrali delle memoquella sperimentale, ovvero quella computazionale basata su un modello dettagliato, diqualificato temperatura generati sui risultati sperimentali ad oggi disponibili rie pubblicate sul sito Aicarr.org ir ∆Tm sull’impianto.∆T fp Funzionamento ∆dal T complesso delle 15 sonde, M è3. ben maggiore di quello GLI STUDI MODELLISTICI - 5,3 °C SUL FENOMENO -1,1 °C - 3,0 °C 1,8 80% (1 anno) relativo alla sonda isolata, Il modello in questione trae la sua origine da quanto sviluppato da (Ingersoll et al., BIBLIOGRAFIA come mostrato in Figura 13. 1954) e (Hart et Couvillion, 1986) considerando monodimensionale1,3 di (10 anni) - 14,8 °C -6,4 °Cuno schema- 11,0°C 56% • Bazzocchi F. Croci L., Monitoraggio delle prestasorgente lineare ed infinita per ciascuna sonda; in esso, per coerenza con gli approcci zioni energetiche di sistemi a pompa di calore, (20 anni) - 18,5 °C -9,4 °C - 14,5 °C 1,3 49% Atti del Convegno Aicarr Padova 2011. temporale del decremento Figura 13 – Evoluzione • Capozza A., Madonna F., Studi modellistici e massimo di temperatura nel terreno (sonda M) sperimentali sull’interazione tra pompe di calore geotermiche e il terreno circostante, Atti del 0 Convegno Aicarr Baveno 2011. -2 • De Biasio N. Croce G. Vio M., Sorgente terreno -4 e sorgente aria: confronto ragionato per il cli-6 ma europeo, Atti del convegno Aicarr Bologna 2010. -8

r distanza radiale dalla sonda geotermica verticale, m θp temperatura di penalizzazione, °C T temperatura, °C C capacità termica volumica media del terreno, MJ/(m³ K) L lunghezza delle sonde geotermiche verticali, m ∆x passo di discretizzazione spaziale longitudinale, m ∆y passo di discretizzazione spaziale trasversale, m Qp calore prelevato al terreno (depauperamento termico), MJ

totale 15 sonde

-10

sonda isolata

-12 -14 -16 -18 -20 0

anno

Figura 7 – Evoluzione temporale del decremento massimo di temperatura nel terreno (sonda M)

E’ stato poi determinato a livello locale anche il campo di depauperamento 41termico #15 dato da:

I costi degli scambiatori a terreno

Pompe di calore geotermiche,

prestazioni energetiche e costi

L’

elevata efficienza raggiungibile dalle pompe di calore geotermiche ha consentito un crescente interesse verso questa tecnologia, nonostante gli elevati costi di installazione legati alla dimensione complessiva degli scambiatori di calore a circuito chiuso. Al fine di ridurre tali costi molto spesso si ricorre all’utilizzo di miscele anticongelanti, secondo una prassi abbastanza consolidata nei Paesi dell’Europa centrale e settentrionale. Occorre tuttavia ricordare come i nuovi edifici in Italia siano oramai soggetti a buoni livelli di coibentazione che ne limitano quindi il fabbisogno energetico invernale. Inoltre, nel caso di utilizzo di pompe di calore, risulta immediato l’utilizzo della macchina per la produzione di freddo ai fini della climatizzazione estiva. Questo comporta un possibile ripristino termico del sottosuolo e quindi un sostanziale equilibrio tra calore

#15

assorbito dal terreno in inverno e calore ceduto al terreno in estate. Nel caso di applicazioni commerciali il carico termico ormai è addirittura completamente sbilanciato sul fabbisogno di raffrescamento estivo (Cesaratto e De Carli 2010), pertanto il rischio è rappresentato più da un surriscaldamento del terreno nel tempo che da un sottoraffreddamento. L’aggiunta di glicole nell’acqua ha il vantaggio di abbassare il punto di congelamento al di sotto dello zero, in funzione della percentuale dell’antigelo, ma presenta lo svantaggio della riduzione della conduttività termica e dell’aumento della viscosità del fluido rispetto all’acqua.

Inoltre l’utilizzo di glicole etilenico presenta tossicità non trascurabile, da considerare in caso di rilascio nel terreno e in particolare in presenza di acqua di falda (Staples et al. 2000, Lokke 1984). Sarebbe pertanto preferibile l’utilizzo del glicole propilenico, più costoso ma non tossico, che presenta però prestazioni termiche peggiori rispetto al glicole etilenico. Altro aspetto da non sottovalutare è la possibile corrosione galvanica che si può creare; per contrastarla

Pot. assorbita [kW]

occorrono degli inibitori il cui imRisparmio energetico patto ambientale non è tuttavia On-Off INV AC INV DC trascurabile. 6,0 Il ricorso agli scambiatori verticali a circuito chiuso può portare 5,0 a efficienze stagionali molto eleRisparmio energetico On-Off INV AC INV DC vate della pompa di calore sia per 4,0 6,0 la parte invernale che per la parte 3,0 5,0 estiva, ma si deve evitare il sottodi4,0 mensionamento, come verrà illu2,0 3,0 strato più oltre. Nel caso di carichi 2,0 termici sbilanciati si può ricorrere a 1,0 1,0 sistemi cosiddetti ibridi, ossia con 0,0 0,0 l’accoppiamento di un’altra tecno35% 50% 65% 80% 100% 35% 50% 65% 80% 100% Perc. carico logia: nel caso di impianto sbilanPerc. 1carico Figura Assorbimento elettrico in funzione del carico parziale.( Ferrarese e Spinello, 2010) ciato nel periodo invernale si può pensare di ricorrere a una caldaia Figura 1- Assorbimento elettrico in funzione del carico parziale.( Ferrarese e Spinello, 2010) Figura 1 – Assorbimento elettrico inTabella funzione del carico parziale Spinello, 2010) e Spinello, 2010) 1 - Percentuali di risparmio in funzione(Ferrarese delle diverse e tecnologie. (Ferrarese integrativa (Yang et al. 2008) oppure cercare di ricaricare il terreno Tecnologie Risparmio con collettori solari termici (Rad et Sviluppi delle pompe di Tabella 1calore - Percentuali di risparmio in funzione delle diverse (Ferrarese INV ACtecnologie. vs On-Off 8,60%e Spinello, 2010) al., 2009, Wang et al. 2009), mentre geotermiche INV DC vs On-Off 25,30% se i carichi termici preponderanti Le pompe di calore per uso domestico desono quelli estivi si può ricorrere a vono far fronte a carichi che variano continuaINV DC vs INV AC 15,40% Tecnologie Risparmio una torre evaporativa o a un chiller mente e quindi deve essere possibile regolarne Tabella 1 – Percentuali di risparmio condensato ad aria (Kavanaugh la loro capacità. Negli anni passati questoGliveniva in funzione delle diverse tecnologie sviluppi nel campo delle regolazioni elettroniche hanno migliorato moltissimo la INV AC vs On-Off 8,60% stabilità permettendo quindi agli evaporatori moderni di lavorare anche in (Ferrarese e Spinello, 2010) 1998, Yavuzturk and Spitler 2000). fatto quasi esclusivamente con accensioni delladelle unità, condizioni di portata variabile. Al fine di evitare errori nella macchina ad intermittenza e quindi conL’impianto modali- che permette di sfruttare questa nuova capacità è il VPF (Variable Primary INV DC vs On-Off 25,30% Flow), cioè un impianto a portata variabile al primario con secondario in serie, il cui progettazione delle pompe di catà ON/OFF del compressore. sempreincon valvola espansione elettronica. schema è rappresentato Figura 2. Si di nota immediatamente che tale La impianto permette l’eliminazione delle pompe del circuito secondario, tutta di la circolazione è affidata lore geotermiche e per permetterStudi relativi all’adozione della velocità variatecnologia a velocità variabile poiché permette assealle pompe a portata variabile del15,40% primario. INV DC vs INV AC ne una maggiore diffusione sono bile in sistemi di refrigerazione affermano che le variazioni digarantire carico termico, L’unico vincolocondare rimasto consiste nel dover una portatapermetminima all’evaporatore. Tale vincolo è imposto da inefficienze nello scambiodovuto termicoalla in caso in corso di pubblicazione tre proil controllo a portata variabile è in grado di fortendo un risparmio energetico pos-di portate troppo ridotte e da limiti operativi delle pompe, poiché riducendo troppo la frequenza di alimentazione, insorgono problemi di astabilità di raffreddamento del motore elettrico. getti di norma sulla progettazione nire un risparmio energetico variabile dal 28 al sibilità, lavorando caricoe parziale, di sfruttare Tale portata minima viene assicurata tramite l’installazione di un tubo di bypass, che e dimensionamento, sull’installa35% su stagionale, senzaregolazioni variazioni signiun salto di pressione inferiore a quello deve essereelettroniche opportunamente dimensionato e migliorato dotato di una nominale, valvola azionata in base la ai Gli sviluppi nelbasecampo delle hanno moltissimo segnali provenienti daimmediati un pressostato remoto.dal punto di vista dell’efzione e sugli aspetti ambientali. ficative nelle dimensioni del sistema e dei costi con vantaggi I vantaggi che gli impianti a portata moderni variabile al primario possono offrire rispetto alle stabilità delle unità, permettendo quindi agli evaporatori di lavorare anche in In questo lavoro viene dappriprimario a portata costante molteplici: (Quereshi e Tassou, 1996). Tuttavia tali soluzioni indaginiconvenzionali ficienza.con Dalla caratterizzazione delsono compressore condizioni di portata variabile. • Costi d’installazione inferiori,AC grazie del gruppo di pompaggio ma presentato l’evoluzione attuasono riferite a pompe di calore aria/aria. a velocità variabile si èall’eliminazione notato che l’efficiensecondario ed ad capacità un impianto piùèsemplice. L’impianto che permette di sfruttare questa nuova il VPF (Variable Primary le delle pompe di calore geotermiLe potenzialità del risparmio energetico è massima 65 e 80dovuto Hz, mentre peggiora • Minoreza spazio richiesto tra in centrale, all’eliminazione fisica di un intero Flow), cioè un impianto a portata variabile alaldidipompaggio. primario con secondario in risparmi serie,economici, il cui tramutarsi che, mostrando successivamente nell’utilizzo di pompe di calore a velocità variabi-gruppo sopra di Questo 90 Hz epuò sotto 50 Hz.ind’impianti Ilconsistenti compressospecialmente per interventi di riqualificazione pre-esistenti. schema in Figura 2. Si nota immediatamente che tale impianto permette la metodologia generale di di- è lerappresentato con controllo della capacità, in sostituzione di re BLDC presenta un’efficienza massima attorno l’eliminazione delle pompe del circuito secondario, poiché tutta lavelocità; circolazione mensionamento degli scambiatoquelle con funzionamento intermittente per apal 50% del suo intervallo di inoltre agli è affidata allechiupompe a portata variabile ri verticali di calore a circuito plicazioni geotermiche, sono del state primario. analizzate in estremi dell’intervallo, si ha un minore peggioL’unico consiste nel una portata all’evaporatore. so. Infine verranno illustrati due vincolo (Karlsson erimasto Fahlén, 2007) e (Lee, 2010). Unodover studio garantire ramento del COP rispetto alminima compressore AC. Si Tale vincolo è imposto da inefficienze nello scambio termico in caso di portate troppo casi di studio relativamente ad particolarmente interessante (Ferrarese, 2008) osserva inoltre che la tecnologia BLDC consente ridotte da limiti operativi delle pompe, poiché riducendo troppoai motori la frequenza di applicazioni residenziali con simi- e (Ferrarese e Spinello, 2010) è stato eseguito per risparmi sempre maggiori rispetto AC: insorgono di stabilitàquesto e di èraffreddamento motore elettrico. le profilo di carico, ma dialimentazione, diversa confrontare una pompaproblemi di calore geotermica dovuto a minori perditedel di dissipazione potenza nominale. I carichi termi-portata Tale minima on-off, vienee una assicurata tramite del l’installazione di un tubo bypass, che con compressore con compressore rotore a magneti permanenti rispettodi a quelci dell’edificio sono stati ricavati a velocità variabile azionato da un motore AC e e lo avvolto odia gabbia motori AC. I risultati ot-in base ai devedaessere opportunamente dimensionato dotato una dei valvola azionata simulazioni dinamiche mediante il valvola di espansione elettronica e una con comtenuti in termini di potenza assorbita per diverse segnali provenienti da un pressostato remoto. codice TRNSYS. azionato da un motore elettrico variabile BLDC, percentuali di carico possono sono riportatioffrire nel graficorispetto di I vantaggipressore che gli impianti a portata al primario alle Figura 1. Si hanno inoltre minori dimensioni e misoluzioni convenzionali con primario a portata costante sono molteplici: nore dissipazione termica con ulteriori vantaggi • Costi d’installazione inferiori, grazie dal all’eliminazione del gruppo di pompaggio punto di vista energetico. secondario ed ad and un impianto più semplice. È stata condotta un’analisi energetica basata Geothermal heat pumps, energy performance costs The high efficiency obtainable by the use•of geothermal heat pumps has allowed richiesto a growing interest inin this centrale, technoMinore spazio dovuto all’eliminazione di un intero sul criterio dell’Integrated Part Load fisica Value: consilogy, despite high installation costs related to the gruppo overall size of thedi heatpompaggio. exchangers in a closed circuit. Questo può tramutarsi inestrapolati consistenti derando i COP dai datirisparmi delle prove economici, di In this paper we first presented the current evolution of geothermal heat pumps, then we show the general sizing specialmente per interventi di riqualificazione d’impianti confronto e calcolati tenendopre-esistenti. conto del consumethodology of vertical heat exchangers in a closed circuit. Finally, we present two case studies related to residenmo dell’inverter, è stata quindi ricavata un’inditial applications with a similar load profile, but with different power rating. The thermal loads of the building are cazione su un risparmio medio (Tabella 1). obtained by dynamic simulations using the TRNSYS code. Gli sviluppi nel campo delle regolazioni eletKeywords: geothermal heat pump, heat exchangers, variable flow troniche hanno migliorato moltissimo la stabilità delle unità, permettendo quindi agli evaporatori

#15

d’impianto, dai carichi richiesti, dal clima della località, dal salto termico e dal n di chiller (Bahnfleth e Peyer, 2004) (Fadigà et al. 2007) (Costa et al. 2011).

VPF, principi di funzionamento

L’impianto VPF (Figura 2) permette l’eliminazione delle pompe del circuito secondario, poiché tutta la circolazione è affidata alle pompe a portata variabile del primario. L’unico vincolo rimasto consiste nel dover garantire una portata minima all’evaporatore. Tale vincolo è imposto da inefficienze nello scambio termico in caso di portate troppo ridotte e da limiti operativi delle pompe, poiché riducendo troppo la frequenza di alimentazione, insorgono problemi di stabilità e di raffreddamento del motore elettrico. Tale portata minima viene assicurata tramite l’installazione di un tubo di bypass, che deve essere opportunamente dimensionato e dotato di una valvola azionata in base ai segnali provenienti da un pressostato remoto. Figura Figura22– -Impianto Impiantocon conun ununico unicocircuito circuitoa aportata portatavariabile variabileVPF VPF.

Infine si vuole menzionare un’altra tecnologia particolarmente interessante a geotermici, indiseguito evidenziato di studio: la pompa di cal studio:come la pompa calore ad evaporatore allaga-in uno tra il dei fluidocasi frigorigeno e la sorgenmoderni di lavorare anche in condizioni di porevaporatore allagato Thome Cotchin (1992), Zheng to (Casciaro e Thome(Casciaro (2001), Cotchinee Boyd (1992), (2001), te di calore rispetto e ad Boyd un sistema tata variabile. et. al. (2006), Fernandez-Seara e Sieres Minetto convenzionale; pertanto il (2011)). fluido (2006), Zheng Fernandez-Seara e Sieres (2006), e Fornasieri Nella pom (2006), Minetto e Fornasieri (2011)). Nella pompa di evapora a temperatura più elevaPortata variabile al primario calore normale all'uscita dell'evaporatore il fluido è completamente trasform calore normale all’uscita il fluido è lievemente ta rispetto al casosuperiore di evaporazione L’impianto che permette di sfruttare questa vapore surriscaldato; la dell’evaporatore sua temperatura a quella stretta è completamente trasformato in vapore surriscalsecca. nuova capacità è il VPF (Variable Primary necessaria Flow), all'evaporazione. Nell'evaporatore allagato, all'uscita dell'evaporato dato; la sua temperatura superiore cioè un impianto a portata variabile al primafluido refrigerante non sièèlievemente completamente trasformato in vapore ossia vi è anco a quella strettamente necessaria all’evaporazione. rio con secondario in serie (si veda il box per un Dimensionamento degli parte allo stato liquido (Dell’Olio 2009). Nell’evaporatore allagato, all’uscita dell’evaporaapprofondimento). scambiatori di calore L'evaporazione nel sistema allagato offre alcuni vantaggi. Fra questi il più interes tore, il fluido refrigerante non si è completamente di tipo verticale ai fini delle applicazioni geotermiche, riguarda l'evaporazione che richiede differe trasformato in vaporetra ossiailvi èfluido ancora una parte I vantaggi che gli impianti a portata variabile Lae progettazione di scambiatemperatura inferiori frigorigeno la sorgente di calore rispetto allo stato liquido (Dell’Olio 2009). al primario possono offrire rispetto alle soluziotori a circuito chiuso deve essesistema convenzionale; pertanto il fluido evapora a temperatura più elevata risp L’evaporazione nel sistema allagato offre alcuni ni convenzionali con primario a portata costante re effettuata considerando sia lo caso di evaporazione secca.

vantaggi. Fra questi il più interessante, ai fini delle sono molteplici: scambio termico a terreno che il applicazioni geotermiche, riguarda l’evaporazio• costi d’installazione inferiori, grazie all’eliminafunzionamento della macchina ne che richiede differenze di temperatura inferiori zione del gruppo di pompaggio secondario in funzione delle temperature di 3. IL DIMENSIONAMENTO DEGLI SCAMBIATORI DI CALORE DI ed ad un impianto più semplice; • minore spazio richiesto in centrale dovuto all’eFigura 3 – Schema di dimensionamento per scambiatori a circuito VERTICALE chiuso nel terreno. I parametri principali per il dimensionamento liminazione fisica di un intero gruppo di pomdel sistema riguardano il terreno e, in particolare, sono la paggio. Questo può tramutarsi in consistenti riLa progettazione digeotermico scambiatori a circuito chiuso deve essere effettuata consideran temperatura del terreno indisturbato e le caratteristiche termo fisiche del sparmi economici, specialmente per interventi lo scambioterreno. termico a occorre terreno chelailtipologia funzionamento macchina in funzione Inoltre definire di scambiatoredella di calore e le di riqualificazione d’impianti pre-esistenti; temperature di condensazione ed evaporazione. Tali livelli di temperatura po proprietà termiche dei materiali che lo costituiscono. Occorre dapprima • minori spese di pompaggio, eliminando le definire i carichi termici e frigoriferi nell’arcogeotermici dell’anno, ipotizzando le chiuso. In Figur cambiare nel tempo nel caso di impianti a circuito pompe secondarie inoltre diminuisce lariporta mastemperature medie del fluido termovettore per l’applicazione specifica lo schema di dimensionamento di un impianto geotermico. (riscaldamento, acqua calda sanitaria, raffrescamento, processo termico, sima corrente di picco per cui deve essere diecc.). In funzione della temperatura media del fluido termovettore allo mensionato l’impianto elettrico; scambiatore al terreno si valuta il COP o l’EER per le diverse applicazioni • il sistema VPF permette di mantenere un ∆T con macchine a compressione e il GUE per le macchine ad assorbimento. praticamente costante, potendo variare la porIpotesi del terreno tata, consentendo vantaggi da un punto di vista anche energetico. In conclusione l’utilizzo di un impianto con primario a portata variabile, consente un risparmio tra il 40 ed il 60% della potenza assorbita per pompaggio, quindi risparmi globali di gestione variabili tra il 4 e il 7%; tali risparmi sono influenzati dal tipo d’impianto, dai carichi richiesti, dal clima della località, dal salto termico e dal numero di chiller (Bahnfleth e Peyer, 2004) (Fadigà et al. 2007) (Costa et al. 2011).

Analisi dell’energia Termica

Analisi dell’energia per raffrescamento

Ipotesi di temperatura del fluido caldo

Ipotesi di temperatura del fluido freddo

COP/GUE medio caldo

EER/GUE medio freddo

Calore dal terreno

Calore al terreno

Lunghezza inv.

Lunghezza est.

Pompa di calore ad evaporatore allagato

Infine si vuole menzionare un’altra tecnologia particolarmente interessante ai fini geotermici, come in seguito evidenziato in uno dei casi di

#15

Lunghezza scelta1

Figura 1 – Schema di dimensionamento per scambiatori a circuito chiuso nel terreno

I parametri principali per il dimensionamento del sistema geotermico riguardano il terreno e, in particolare, sono la temperatura del terreno indisturbato e le caratteristiche termo fisiche del terreno. Inoltre occorre definire la tipologia di scambiatore di calore e le proprietà termiche dei materiali che lo costituiscono.

permette di considerare diverse composizioni del suolo (sotto-regioni), come mostrato nella Figura 2: a ciascuna porzione di terreno può corrispondere una temperatura al contorno, in modo da considerare un profilo verticale di temperatura caratteristica del sito. Il modello può tener conto di scambiatori di calore con singolo tubo ad U, con doppio tubo ad U e con tubi coassiali. ANNULAR REGIONS

GROUT

n q

m q=0

2 – Approcciogenerale generale del del modello FiguraFigura 4 – Approccio modello

e Jaeger 1959) si basa sulla teoria della sorgente condensazione ed evaporazione. DELLE 4. ANALISI SULL’UTILIZZO MISCELE ANTICONGELANTI lineare. Un altro metodo di dimensionamento è TaliInlivelli di temperatura possono questa analisi il codice CaRM è stato accoppiato ad un modello che simula la pompa basato sulleinfunzioni (Hellstrom cambiare nel tempo nel caso di imdi calore reversibile (Binotto et al. 2006) modo didatrasferimento calcolare per ogni ora iterativamente la pompa di calore ed il campo geotermico contemporaneamente. e Sanner 1994). Gli algoritmi sono stati ricavati da pianti geotermici a circuito chiuso. Sono stati valutati i costi di installazione e di esercizio (consumi elettrici) di diverse studi parametrici utilizzando In configurazioni Figura 3 si riporta lo schema di di calore di scambiatori nel numerici terreno (matrice e campo di sondeun ad moL) del tipo a doppia U,dialimentati in parallelo, profondità 100 m, con interasse dello diaventi calcolo, che ha consentito di ricavare unatra dimensionamento un impianm. Sono stati soluzione valutati due tipi di(funzioni fluido termovettore: acqua analitica di trasferimento g) e toscambiatori geotermico.pari Notaa la7 lunghezza miscela acqua-glicole etilenico al 25%. Si sono inoltre considerate due diverse pompe di il calcolo scambio allagato. termico con diverse il complessiva scambiatori a tercalore, una di con evaporatore normale per e un'altra condello evaporatore Nonostante beneficio in sia termini di COP della macchina, neldimodello utilizzato ai finiLeenergetici geometrie scambiatori a terreno. funzioni è reno nel caso di riscaldamenstata comunque mantenuta, in favore di sicurezza, la stessa differenza tra le temperature di trasferimento g dipendono dalla distanza mutomedie che didei raffrescamento il progetfluidi con i due diversi evaporatori. L'analisi stata svolta mantenendo lo di carico dell'edificio e le stesse tuastesso tra gli profilo scambiatori a terreno e dalla loro distritista dovrà èscegliere quale delle proprietà termiche del terreno. In Tabella 1 si riportano le caratteristiche utilizzate per la buzione (in linea, ad L, a matrice, ecc.). due lunghezze prendere come risonda ed il terreno utilizzato nello studio. Per quanto riguarda l’edificio, la potenza Un metodo di calcolo può esserecon agliun ferimento. Sulla base termica risulta pari della a 85 scelta, kW in riscaldamento e 78 kW in esatto raffrescamento, fabbisogno termico di 76 MWh in inverno e 62 MWh in estate. elementi finiti, alle differenze finite, oppure ai vosi deve ricalcolare la temperatura lumi finiti. I metodi di calcolo secondo soluziomedia del fluido termovettore in ne numerica sono più precisi degli altri metodi, riscaldamento e raffrescamento e ma richiedono tempi di elaborazione e di calcoripetere il procedimento. Tabella 1 - Proprietà della sonda geotermica e del terreno lo piuttosto lunghi, oltre a esperienza con i metodi di calcolo stessi. Per la soluzione numerica è Metodologie di calcolo necessario il profilo orario delle potenze richieEsistono tre possibili metodoste dall’impianto. logie di calcolo per il dimensionaIn questo studio è stato utilizzato il modello mento degli scambiatori a terreno CaRM (De Carli et al. 2010) che studia il traspordi tipo verticale: to di calore per conduzione nel terreno in pre• soluzione analitica; DI RIEMPIMENTO senza di scambiatori di calore verticali mediante • soluzione mediante MATERIALE funzioni di Conduttività termica [W/(m K)] 1.6 una[mm] rete equivalente di resistenze trasferimento; Diametro del pozzo 140 e capacità termiche. Il modello permette di considerare diver• soluzione numerica. TERRENO Conduttività termica equivalente [W/(m K)] (sotto-regioni), 1.5 se composizioni del suolo come La soluzione analitica (Carslaw Calore specifico [J/(kg K)] Densità [kg/m3] Temperatura indisturbata del terreno [°C]

2614 1285 15.0

Sono state analizzate possibili disposizioni di sonde: ad L e a matrice. Occorre Tabella due 2 – Proprietà della sonda sottolineare chegeotermica la disposizione ad terreno L è molto più efficiente ai fini dello scambio termico, e del in quanto le sonde tra loro presentano un'interferenza termica minore rispetto alla disposizione MATERIALE a matrice: infattiDIlaRIEMPIMENTO sonda più sfavorita si trova ad interferire con due sonde Conduttività termica [W/(m K)] del campo sonde, 1.6 la sonda più sfavorita si laterali, mentre in una disposizione quadrata trova attorno Diametro altre quattro Di solito si ricorre comunque del sonde. pozzo [mm] 140una disposizione quadrata per motivi diTERRENO spazio disponibile. Per rendere più semplice termica la distinzione del tipo di impianto si è scelto di definire delle Conduttività equivalente [W/(m K)] 1.5 sigle in base Calore al tipospecifico di pompa[J/(kg di calore K)] (evaporatore a espansione 2614 secca ES, o allagato 3 EA), al numero di sonde utilizzate e al tipo di fluido termovettore Densità [kg/m ] 1285 utilizzato (acqua A, o miscela acqua-glicole AG) (tabella 2). del terreno [°C] Temperatura indisturbata 15.0 2 - Sigle due utilizzate perdisposizioni definire l'impianto oggetto Sono Tabella state analizzate possibili sonde: ad oggetto L di e studio a matrice. Occorre Tabella 3 – Sigle utilizzate per definiredil’impianto di studio sottolineare che la disposizione ad L è molto più efficiente ai fini dello scambio termico, campo dispostoun'interferenza ad L, 15 sonde,termica fluido termovettore in quanto le sonde tra lorosonde presentano minore rispetto alla L_ES_15A espansione disposizione a matrice:acqua, infattievaporatore la sonda piùa sfavorita si secca trova ad interferire con due sonde sonde disposto 11 sonde, fluido termovettore laterali,L_ES_11AG mentre in unacampo disposizione quadrataad delL,campo sonde, la sonda più sfavorita si acqua-glicole evaporatore a espansione secca quadrata trova attorno altre quattro sonde. Di etilenico, solito si ricorre comunque una disposizione campo sonde disposto ad L, 13 sonde, fluido termovettore per motivi di spazio disponibile. L_EA_13A acqua, evaporatoredel allagato Per rendere più semplice la distinzione tipo di impianto si è scelto di definire delle sigle inM_ES_16A base al tipo dicampo pompasonde di calore (evaporatore espansione secca ES, o allagato disposto a Matrice,a16 sonde, fluido termovettore acqua, evaporatore a espansione secca EA), al numero di sonde utilizzate e al tipo di fluido termovettore utilizzato (acqua A, o miscela acqua-glicole campo AG) (tabella sonde 2). disposto a Matrice, 12 sonde, fluido termovettore M_ES_12AG acqua-glicole etilenico, evaporatore a espansione secca Tabella 2 - Sigle utilizzate per definire l'impianto oggetto di studio M_EA_15A campo sonde disposto a Matrice, 15 sonde, fluido termovettore acqua, evaporatore allagato campo sonde disposto ad L, 15 sonde, fluido termovettore L_ES_15A acqua, evaporatore a espansione secca campo disposto ad L,i risultati 11 sonde, fluido termovettore Nelle tabelle 3 e 4sonde vengono riassunti delle simulazioni: le temperature minima L_ES_11AG acqua-glicole etilenico, evaporatore espansione e massima del fluido termovettore raggiunte in ainverno ed insecca estate, il COP e EER medi camposola sonde disposto ad L, 13 sonde, termica fluido termovettore stagionali della pompa di calore, l'energia lato terreno, l'energia elettrica L_EA_13A della pompa di circolazione campo geotermico, l'energia elettrica della pompa di acqua, evaporatore del allagato calore e l'energia totale. a Matrice, 16 sonde, fluido termovettore campoelettrica sonde disposto

mostrato nella Figura 4: a ciascuna porzione di terreno può corrispondere una temperatura al contorno, in modo da considerare un profilo verticale di temperatura caratteristica del sito. Il modello può tener conto di scambiatori di calore con singolo tubo ad U, con doppio tubo ad U e con tubi coassiali.

Analisi sull’utilizzo delle miscele anticongelanti In questa analisi il codice CaRM è stato accoppiato ad un modello che simula la pompa di calore reversibile (Binotto et al. 2006) in modo da calcolare per ogni ora iterativamente la pompa di calore ed il campo geotermico contemporaneamente. Sono stati valutati i costi di installazione e di esercizio (consumi elettrici) di diverse configurazioni di scambiatori di calore nel terreno (matrice e campo di sonde ad L) del tipo a doppia U, alimentati in parallelo, aventi profondità 100 m, con interasse tra scambiatori pari a 7 m. Sono stati valutati due tipi di fluido termovettore: acqua e miscela acqua-glicole etilenico al 25%. Si sono inoltre considerate due diverse pompe di calore, una con evaporatore normale e un’altra con evaporatore allagato. Nonostante il beneficio in termini di COP della macchina, nel modello utilizzato ai fini energetici è stata comunque mantenuta, in favore di sicurezza, la stessa differenza tra le temperature medie dei fluidi con i due diversi evaporatori. L’analisi è stata svolta mantenendo lo stesso profilo di carico dell’edificio e le stesse proprietà termiche del terreno. In Tabella 2 si riportano le caratteristiche utilizzate per la sonda ed il terreno utilizzato nello studio. Per quanto riguarda l’edificio, la potenza termica risulta pari a 85 kW in riscaldamento e 78 kW in raffrescamento, con un fabbisogno termico di 76 MWh in inverno e 62 MWh in estate. Sono state analizzate due possibili disposizioni di sonde: ad L e a matrice. Occorre sottolineare che la disposizione ad L è molto più efficiente ai fini dello scambio termico, in quanto le sonde tra loro presentano un’interferenza termica minore rispetto alla disposizione a matrice: infatti la sonda più sfavorita si trova ad interferire con due sonde laterali, mentre in una disposizione quadrata del campo sonde, la sonda più sfavorita si trova attorno altre quattro sonde. Di solito si ricorre comunque una disposizione quadrata per motivi di spazio disponibile. Per rendere più semplice la distinzione del tipo di impianto si è scelto di definire delle sigle in base al tipo di pompa di calore (evaporatore a espansione secca ES, o allagato EA), al numero di sonde utilizzate e al tipo di fluido termovettore utilizzato (acqua A, o miscela acqua-glicole AG) (Tabella 3).

#15

Leprestazioni prestazionienergetiche energetichedelle dellepompe pompedidicalore caloregeotermiche geotermiche Le

COP/EER

COP/EER COP/EER

Tabella 4 – Risultati energetici nel caso di Nelle Tabelle 4 e 5 vengono riassunti i risuldisposizione ad L (I inverno, E estate) tati delle simulazioni: le temperature minima e L_ES_15A L_ES_11AG L_ES_11AG L_EA_13A L_EA_13A L_ES_15A massima del fluido termovettore raggiunte in II EE II EE II EE inverno ed in estate, il COP e EER medi stagiomin[°C] [°C] 5.0 0.0 3.2 TTmin 5.0 0.0 3.2 nali della sola pompa di calore, l’energia termiT max [°C] 33.0 43.0 35.0 T max [°C] 33.0 43.0 35.0 ca lato terreno, l’energia elettrica della pompa COP 3.97 3.57 4.11 COP 3.97 3.57 4.11 di circolazione del campo geotermico, l’enerEER 4.73 3.13 4.88 EER 4.73 3.13 4.88 gia elettrica della pompa di calore e l’energia Energiatermica termicaterreno terreno [kWh] [kWh] 58679 74117 74117 56732 56732 80178 80178 59723 59723 73352 73352 Energia 58679 elettrica totale. perditedidicarico caricototali totali [kPa] [kPa] 197 146 146 144 143 186 144 144 perdite 197 144 143 186 Nell’istogramma di Figura 5 si confrontano i Energia elettrica pompa di circolazione [kWh] 2028 1392 1046 963 1661 1193 Energia elettrica pompa di circolazione [kWh] 2028 1392 1046 963 1661 1193 valori medi stagionali in termini di SCOP e SEER Energia elettrica pompa di calore [kWh] 19106 13180 21247 19918 18456 12775 12775 della sola pompa di calore e per il sistema nel Energia elettrica pompa di calore [kWh] 19106 13180 21247 19918 18456 suo complesso (pompa di calore più pompa di Energiaelettrica elettricaTotale Totale [kWh] [kWh] 35708 43176 34087 Energia 35708 43176 34087 circolazione del fluido lato sonde). I valori più Tabella44--Risultati Risultatienergetici energeticinel nelcaso casodi didisposizione disposizioneaamatrice matrice(I(Iinverno, inverno,EE Tabella bassi di SCOP e SEER (pari circa a 3 analizzanestate) Tabella 5 – Risultati energetici nel caso di disposizione estate) do pompa di calore e circolatore) si ottengono a matrice (I inverno, E estate) nel caso di miscela acqua-glicole. Valori mediaM_ES_16A M_ES_12AG M_ES_12AG M_EA_15A M_EA_15A M_ES_16A mente più elevati si riscontrano nel caso si utiII EE II EE II EE lizzi solo acqua come fluido termovettore. T min [°C] 5.0 0.0 3.2 T min [°C] 5.0 0.0 3.2 Le Tabelle 6 e 7 mostrano in modo riassuntiT max [°C] 32.0 40.0 33.0 T max [°C] 32.0 40.0 33.0 vo i costi complessivi rispettivamente per camCOP 4.07 3.65 4.34 COP 4.07 3.65 4.34 po di sonde ad L e con disposizione a matrice. EER 4.95 3.43 5.39 EER 4.95 3.43 5.39 Sono stati considerati come costi di installazioEnergiatermica termicaterreno terreno [kWh] [kWh] 59107 73606 73606 57368 57368 79207 79207 60155 60155 72678 72678 Energia 59107 ne 45 €/m per lo scambiatore verticale e 6 €/kg perdite di carico totali [kPa] 187 136 140 140 177 138 perdite di carico totali [kPa] 187 136 140 140 177 138 nel caso si utilizzi glicole etilenico. I costi della Energiaelettrica elettricapompa pompa didicircolazione circolazione[kWh] [kWh] 2056 2056 1385 1385 1109 1109 1032 1032 1824 1824 1313 1313 Energia parte orizzontale tengono conto del materiale, Energiaelettrica elettricapompa pompadidicalore calore [kWh] [kWh] 18637 12594 12594 20782 20782 18176 18176 17478 17478 11566 11566 Energia 18637 dello scavo, della posa e del rinterro. Per quanEnergiaelettrica elettricaTotale Totale [kWh] [kWh] 34675 41100 32182 Energia 34675 41100 32182 to riguarda il costo di esercizio è stato consideCOP - EER: medi stagionali e del sistema COP - EER: medi stagionali e del sistema rato un costo energetico pari a 0,165 €/kWhe. COP_med_stag COP_sistema EER_med_stag EER_sistema COP_med_stag COP_sistema EER_med_stag EER_sistema Si può notare come i costi di installazione 6.00 Nell''istogramma di Figura 5 confrontano valorimedi medi stagionali terminididiSCOP SCOPee Nell''istogramma diSCOP Figurae5SEER sisiconfrontano iivalori stagionali inintermini 6.005 – Figura medi stagionali della sola pompa SEERdella dellasola sola pompa di calore e per il sistema nel suo complesso (pompa di calore più di una disposizione di campo sonde a L siaSEER pompa di calore e per il sistema nel suo complesso (pompa di calore più 5.00 di calore e deldel sistema (pompa di calore più circolatore) 5.00 pompa di di circolazione circolazione fluido lato lato sonde). sonde). valori più bassi didi SCOP SCOP ee SEER SEER (pari (pari pompa del fluido II valori più bassi no inferiori rispetto ad un campo sonde a M, 4.00 circa aa 33 analizzando analizzando pompa calore circolatore) ottengono nel nel caso caso didi miscela miscela COP mediee stagionali e del sistema 4.00 circa pompa didi- EER: calore circolatore) sisi ottengono dal momento che, nelle singole voci di costo, acqua-glicole. Valori mediamente più elevati si riscontrano nel caso si utilizzi solo acqua acqua-glicole. 3.00 Valori mediamente più elevati si riscontrano nel caso si utilizzi solo acqua COP_med_stag COP_sistema EER_med_stag EER_sistema 3.00 comefluido fluidotermovettore. termovettore. come incidono molto le perforazioni. Come noto la 2.00 6.00 2.00 scelta del fluido vettore comporta diverse di1.00 1.00 5.00 mensioni dello scambiatore geotermico; infat0.00 0.00 L_ES_15A L_ES_11AG L_EA_13A M_ES_16A M_ES_12AG M_EA_15A L_ES_15A L_ES_11AG L_EA_13A M_ES_16A M_ES_12AG M_EA_15A ti l’impianto con la presenza di glicole prevede 4.00 IMPIANTO IMPIANTO meno sonde a parità di carichi termici dell’ediFigura 5 -5 SCOP e eSEER medi stagionali della sola pompa didi calore sistema (pompa didi calore piùpiù 3.00 Figura - SCOP SEER medi stagionali della sola pompa caloree del e del sistema (pompa calore circolatore) ficio, in quanto consente d’inverno di lavorare circolatore) 2.00 a temperature vicine a 0°C, cosa che con acqua LeLeTabelle 5 5e e6 6mostrano Tabelle mostranoininmodo modoriassuntivo riassuntivoi costi i costicomplessivi complessiviper percampo campodidisonde sondeadad 1.00 e pompa di calore convenzionale non sarebL Le econ condisposizione disposizionea amatrice matricerispettivamente. rispettivamente.Sono Sonostati staticonsiderati consideraticome comecosti costididi installazione 45 €/m per lo scambiatore verticale e 6 €/kg nel caso si utilizzi glicole be possibile. Nonostante il glicole sia una voce installazione 45 €/m per lo scambiatore verticale e 6 €/kg nel caso si utilizzi glicole 0.00 etilenico. della orizzontale tengono del dello M_EA_15A scavo, etilenico.I Icosti costi dellaparte parte orizzontale tengonoconto conto delmateriale, materiale, scavo,della della L_ES_15A L_ES_11AG L_EA_13A M_ES_16A M_ES_12AG dello di costo in più, rimane sempre più costoso posa e del rinterro. Per quanto riguarda il costo di esercizio è stato considerato posa e del rinterro. Per quanto riguarda il costo di esercizio è stato consideratoununcosto costo IMPIANTO energetico l’impianto con pompa di calore a evaporatoenergeticopari paria a0.165 0.165€/kWhe. €/kWhe. Figura 5 SCOP e SEER medi stagionali della sola pompa di calore e del sistema (pompa di calore più re a espansione secca ed acqua; diversamente, Tabella circolatore) Tabella5 5- Tabelle - Tabelleriassuntive riassuntivedei deicosti costididiinstallazione installazionee edidiesercizio esercizionel nelcaso casodidi nell’evaporatore allagato con acqua quale fluiTabella 6 – Tabelle riassuntive dei costi di installazione configurazione ad L configurazione ad L e di esercizio nel caso di configurazione ad L do termovettore, si riesce a ridurre il numero di Le Tabelle 5 e 6 mostrano in modo riassuntivo i costi complessivi per campo di sonde ad L_ES_15A L_ES_15A L_ES_11AG L_ES_11AG L_EA_13A L_EA_13A sonde rispetto a una pompa di calore convenL e con disposizione a matrice rispettivamente. stati perforazione 67500 58500 perforazione 67500 Sono 49500 49500considerati 58500come costi di zionale utilizzando solamente acqua comeinstallazione fluparte orizzontale 13500 9900 11700 45 €/m per +lo scambiatore verticale si utilizzi glicole parte orizzontale +collettori collettori 13500 e 6 €/kg 9900nel caso 11700 pompa didicalore 9900 12250 ido termovettore. pompa calore 9900 conto del 12250 10150 etilenico. I costi della parte orizzontale tengono materiale,10150 dello scavo, della glicole etilenico 25%

Confronto Economico

3700

glicole 25%riguarda il costo 0 di esercizio 3700 0 posa e del rinterro. Peretilenico quanto è stato considerato un costo Costo 90900 75350 80350 Costototale totaledidiinstallazione installazione [€] [€] 90900 75350 80350 energetico pari a 0.165 €/kWhe. costo di esercizio [€] 5891 7124 5624 costo di esercizio [€] 5891 7124 5624

Calcolando i costi totali, dati dalla somma 5 - Tabelle riassuntive dei costididi installazione e di esercizio nel caso di dei costi d’installazione e dei costi di esercizioTabellaTabella 6 - Tabelle riassuntive dei installazione e edidiesercizio Tabella - Tabelle riassuntive deicosti costi di installazione esercizionel nelcaso casodidi Tabella 7 –6Tabelle riassuntive dei costi di installazione e configurazione ad L configurazione a amatrice (costi elettrici), considerando un tasso d’inflaconfigurazione matrice di esercizio nel caso di configurazione a matrice zione pari a 1,5% per un periodo di 20 anni, si M_ES_13AG M_EA_15A L_ES_15A L_ES_11AG L_EA_13A M_ES_13AG M_ES_12AG M_ES_12AG M_EA_15A possono confrontare le varie tipologie di imperforazione 72000 54000 67500 perforazione 72000 54000 67500 perforazione 67500 49500 13500 58500 parte 14400 10800 pianto, valutando così la convenienza dell’inparteorizzontale orizzontale+ +collettori collettori 14400 10800 13500 parte orizzontale + collettori 13500 9900 10150 11700 pompa di calore 9900 12250 pompa di calore 9900 12250 10150 vestimento; i risultati si possono vedere nelle glicole etilenico 25% 0 4036 0 pompa di calore 9900 12250 10150 glicole etilenico 25% 0 4036 0 Costo [€] 96300 81086 Figure 6 e 7. Per questa analisi è stato ipotizzaglicole etilenico 25% 0 3700 91150 0 Costototale totaledidiinstallazione installazione [€] 96300 81086 91150 costo 5721 6781 costodi esercizio [€] 5721 6781 5310 80350 to un costo di manutenzione annua di 120 € Costo totale didiesercizio installazione [€][€] 90900 75350 5310

#15

costo [€] 7124 Si di puòesercizio notare come i costi di installazione di una5891 disposizione di campo sonde a L siano5624

Si può notare come i costi di installazione di una disposizione di campo sonde a L siano inferiori inferioririspetto rispettoadadununcampo camposonde sondea aM, M,dal dalmomento momentoche, che,nelle nellesingole singolevoci vocididicosto, costo, incidono incidonomolto moltoleleperforazioni. perforazioni.Come Comenoto notolalascelta sceltadel delfluido fluidovettore vettorecomporta comportadiverse diverse dimensioni dello infatti l'impianto presenza didiglicole dimensioni delloscambiatore scambiatoregeotermico; geotermico; l'impiantocon conla Tabella 6 - Tabelle riassuntive dei costi infatti di installazione eladipresenza esercizioglicole nel caso prevede prevedemeno menosonde sondea aparità paritàdidicarichi carichitermici termicidell'edificio, dell'edificio,ininquanto quantoconsente consented'inverno d'inverno configurazione a matrice di lavorare a temperature vicine a 0°C, cosa che con acqua e pompa di calore

el caso di campo geotermico a matrice, le considerazioni ottenute per il campo di nde ad L rimangono sostanzialmente invariate. In questo caso i costi iniziali più bassi no rappresentati dall'impianto con la miscela acqua-glicole. Il pareggio nei costi totali verifica al nono anno nel caso di pompa di calore con evaporatore allagato e 'undicesimo anno nel caso di pompa di calore convenzionale e utilizzo di sola acqua. CURVA COSTI TOTALI - L LES11AG

LEA13A

MES16A

LES11AG_senza sostituzione glicole

280000

250000

220000

190000

Euro

LES15A

CURVA COSTI TOTALI - M

160000

MEA15A

MES12AG_senza sostituzione glicole

160000

130000

100000

70000

MES12AG

70000 0

anni

7 - Curva dei costiFigura totali 7nel caso didei campo a matrice ura 6 - Curva dei costi totali6 nel caso di sonde disposte L Figura – Curva deicampo costi totali nel casoadFigura – Curva costisonde totalidisposte nel caso di campo sonde disposte a L di campo sonde disposte a matrice per gli impianti funzionanti ad acqua, e 150 € per gli impianti funzionanti ad acqua-glicole. Ad ogni modo questa voce non influenza in modo rilevante i risultati economici. Nelle immagini si può inoltre notare il caso in cui non venga sostituito (curva fucsia tratteggiata) e quello in cui venga sostituito dopo 15 anni (curva fucsia continua). Per quanto riguarda il campo geotermico con configurazione ad L, il costo di installazione è più alto per l’impianto con evaporatore a secco e acqua, mentre ha un costo inferiore il caso con acqua glicolata (quest’ultimo però presenta maggiori costi di esercizio). Il pareggio nei costi totali tra questi due impianti si verifica all’undicesimo anno. L’impianto che presenta costi totali inferiori a partire dal secondo anno di attività è la pompa di calore con evaporatore allagato. Nel caso di campo geotermico a matrice, le considerazioni ottenute per il campo di sonde ad L rimangono sostanzialmente invariate. In questo caso i costi iniziali più bassi sono rappresentati dall’impianto con la miscela acqua-glicole. Il pareggio nei costi totali si verifica al nono anno nel caso di pompa di calore con evaporatore allagato e all’undicesimo anno nel caso di pompa di calore convenzionale e utilizzo di sola acqua.

EFFETTI DELL’UTILIZZO DELLA PORTATA VARIABILE

The present... CIRCUITO GEOTERMICO

Il confronto tra il funzionamento a portata variabile con quello a portata costa sonde geotermiche è stato svolto accoppiando il modello CARM con un progra calcolo in Microsoft Excel basato su relazioni polinomiali. La macchina analizza fluido R410A. Come compressore è stato considerato il modello ANB52FFTMT della Mi SIAM (Manuale tecnico SIAM), un compressore scroll avente una cilindrata di azionato da un motore elettrico BLDC in grado di variare il numero di giri da 2 rps, controllato da inverter modulato con logica PWM. I valori per un funzion nominale a 60 rps (180Hz) sono riportati nella Tabella 7, relativi a condi funzionamento ARI. Tabella 7 - Dati di targa del compressore.

Refrigerating capacity (±5%) Motor input (±5%)

17200 [W] 5250 [W]

COP

3,28

EER

11,18 [BTU/hrW]

Current

18,5 [A]

Per considerare il funzionamento degli scambiatori si è scelto di eseguire una simulazioni con il programma di calcolo AlfaSelect (programma di selezione Alf impiegando il fluido R410A. Nella prima fase si è dimensionato lo scambiat riferimento al carico massimo richiesto; successivamente, sono state calc prestazioni dello stesso, andando a determinare la variazione delle tempera evaporazione e di condensazione al diminuire del carico: in un caso si è ma costante la portata d’acqua, nell’altro è stata fatta variare al fine di mante Swegon reinventa il concetto di all in one con AQUA Link, differenziale di temperatura costante.

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2012-03-12 08:38:11

Come compressore è stato considerato il modello ANB52FFTMT della Mitsubishi raffrescamento. SIAM SIAM),l’acqua un compressore scrolltermovettore, avente una cilindrata di 55 cm3di , Si è (Manuale deciso ditecnico considerare come fluido senza l’ausilio azionato da un motore elettricosonde BLDC in grado di variare numero giricaratteristiche da 20 a 120 anticongelante, considerando verticali a doppia U edilun terrenodicon rps, controllato da inverter modulato con logica PWM.a Idimensionare valori per unlofunzionamento riportate in Tabella 8. Le simulazioni hanno portato scambiatore a nominale a cinque 60 rps sonde (180Hz) sono riportati nella Tabella in7,linea relativi a condizioni di terreno con di lunghezza pari a 95 m disposte funzionamento ARI.

Le prestazioni energetiche delle pompe di calore geotermiche del terreno. Effetti dell’utilizzo della portata variabile nel circuito geotermico Tabella 8 - Caratteristiche

Tabella 7 - Dati di targa del compressore. Il confronto tra il funzionamento a portata variabile con quello a portata costanTabella 8 – Dati di targa del compressore CONDUTTIVITÀ TERMICA PER OGNI STRATIFICAZIONE 1,5 [W/(m K)] te lato sonde geotermiche è stato svolto accoppiando il modello CARM con un proRefrigerating capacity (±5%) 17200 [W] gramma di calcolo in Microsoft Excel basato su relazioni polinomiali. La macchina Il profilo diCALORE carico SPECIFICO dell’edificio presenta un carico massimo2˙614 invernale di 37,5 kW ed PER OGNI STRATIFICAZIONE [J/(kg K)] (±5%)pari a 30 MWh di riscaldamento 5250 [W] estivo di 26,5 kW,Motor con input energia e 25 MWh di analizzata è con fluido R410A. 3 raffrescamento. DENSITÀ COP SPECIFICA PER OGNI STRATIFICAZIONE 1˙285 ] Come compressore è stato considerato il modello ANB52FFTMT della Mitsubishi 3,28[kg/m Si è deciso di considerare l’acqua come fluido termovettore, senza l’ausilio di considerando sonde verticali a doppia U ed un14terreno SIAM (Manuale tecnico SIAM), un compressore scroll avente una cilindrataanticongelante, di 55 TEMPERATURA [°C] con caratteristiche EER DEL TERRENO INDISTURBATO 11,18 [BTU/hrW] in Tabella 8. Le simulazioni hanno portato a dimensionare lo scambiatore a cm³, azionato da un motore elettrico BLDC in grado di variare il numero di giririportate da 20 terreno con cinque sonde di lunghezza pari a 95 m disposte in18,5 linea Current [A] a 120 rps, controllato da inverter modulato con logica PWM. I valori per un funzioLa pompa lato sonde geotermiche viene regolata per mantenere un differenziale di temperatura costante tra ingresso dallo scambiatore; Tabellae 8uscita - Caratteristiche del terreno. al fine di non far diminuire namento nominale a 60 rps (180Hz) sono riportati nella Tabella 8, relativi a condiPer considerare il funzionamento degli scambiatori silaè portata scelto viene di eseguire una serie in modo eccessivo il coefficiente di scambio termico, fatta variare finodial Tabella 9 – Caratteristiche del terreno zioni di funzionamento ARI. simulazioni il programma calcolo AlfaSelect (programma di selezione 40% del suocon valore massimo:disotto questo valore viene mantenuta costante. AlfaLaval) Con questo CONDUTTIVITÀ TERMICA PER prima OGNI STRATIFICAZIONE 1,5 [W/(m K)] impiegando il fluido R410A. Nella fasedisiReynolds è dimensionato scambiatore intervallo, all’interno delle tubazioni il numero varia da lo 2900 a 7210. con Per considerare il funzionamento degli scambiatori si è scelto di eseguire una seriferimento al mantenere carico massimo richiesto; disuccessivamente, sono state calcolate L’esigenza di una temperatura mandata costante alle utenze comporta,leal rie di simulazioni con il programma di calcolo AlfaSelect (programma di selezione CALORE SPECIFICO PER OGNIaSTRATIFICAZIONE 2˙614 delle K)] prestazioni dello stesso, determinare la variazione temperature di diminuire del carico, una andando temperatura di evaporazione più bassa a[J/(kg portata costante che AlfaLaval) impiegando il fluido R410A. Nella prima fase si è dimensionato loevaporazione scam-a portatae variabile di condensazione al diminuire del alla carico: in un casodella si3 è temperatura mantenuta non (Figura 8), ciò è dovuto diminuzione DENSITÀ OGNI STRATIFICAZIONE 1˙285 [kg/m ] costante portata SPECIFICA d’acqua, nell’altro è che stataimpedisce fatta variare al fine di mantenere undi d’ingresso nello PER scambiatore l’aumento della temperatura biatore con riferimento al carico massimo richiesto; successivamente, sono state la dell’acqua differenziale di contrariamente temperatura costante. evaporazione, a quanto avviene lato sonde (Figura 9) dove la temperatura calcolate le prestazioni dello stesso, andando a determinare la variazionedidelle TEMPERATURA DEL TERRENO INDISTURBATO 14 [°C] uscita dallo scambiatore può variare. In Figura 10, infine, è riportato l’andamento temperature di evaporazione e di condensazione al diminuire del carico: in undella caso temperatura di condensazione al variare del carico da ritenersi valido sia nel funzionamento sonde che utenze viene in quanto sono stati considerati un i medesimi ΔT. di pompa lato lato sonde geotermiche regolata per mantenere differenziale si è mantenuta costante la portata d’acqua, nell’altro è stata fatta variare alLa fine di Figuratra 8 –ingresso Andamento Tedallo lato scambiatore; utenze ΔT =al5°C temperatura costante e uscita fine di non far diminuire mantenere un differenziale di temperatura costante. in modo eccessivo il coefficiente di scambio termico, la portata viene fatta variare fino al Il profilo di carico dell’edificio presenta un carico massimo invernale di 37,5 kW ed esti-del suo valore massimo: sotto questo valore viene mantenuta costante. Con questo 40% intervallo, all’interno delle tubazioni il numero di Reynolds varia da 2900 a 7210. vo di 26,5 kW, con energia pari a 30 MWh di riscaldamento e 25 MWh di raffrescamento. L’esigenza di mantenere una temperatura di mandata costante alle utenze comporta, al Si è deciso di considerare l’acqua come fluido termovettore, senza l’ausilio didiminuire antidel carico, una temperatura di evaporazione più bassa a portata costante che non a portata variabile (Figura 8), ciò è dovuto alla diminuzione della temperatura congelante, considerando sonde verticali a doppia U ed un terreno con caratteridell’acqua nello scambiatore che impedisce l’aumento della temperatura di stiche riportate in Tabella 9. Le simulazioni hanno portato a dimensionare lod’ingresso scamevaporazione, contrariamente a quanto avviene lato sonde (Figura 9) dove la temperatura biatore a terreno con cinque sonde di lunghezza pari a 95 m disposte in linea. di uscita dallo scambiatore può variare. In Figura 10, infine, è riportato l’andamento della temperatura di condensazione al variare del carico da ritenersi valido sia nel La pompa lato sonde geotermiche viene regolata per mantenere un differenziale funzionamento lato sonde che utenze in quanto sono stati considerati i medesimi ΔT. di temperatura costante tra ingresso e uscita dallo scambiatore; al fine di non far diminuire in modo eccessivo il coefficiente di scambio termico, la portata viene Figura 8 – Andamento Te lato utenze ΔT = 5°C. fatta variare fino al 40% del suo valore massimo: sotto questo valore viene manFigura 9 – Andamento della temperatura tenuta costante. Con questo intervallo, all’interno delle tubazioni il numero di di evaporazione lato sonde ΔT = 3°C Reynolds varia da 2900 a 7210. L’esigenza di mantenere una temperatura di mandata costante alle utenze comporta, al diminuire del carico, una temperatura di evaporazione più bassa a portata costante che non a portata variabile (Figura 8), ciò è dovuto alla diminuzione della temperatura d’ingresso dell’acqua nello scambiatore che impedisce l’aumento della temperatura di evaporazione, contrariamente a quanto avviene lato sonde (Figura 9) dove la temperatura di uscita dallo scambiatore può variare. In Figura 8 – Andamento Te lato utenze ΔT = 5°C. Figura 10, infine, è riportato l’andamento della temperatura di condensazione al variare del carico da ritenersi valido sia nel funzionamento lato sonde che utenze in quanto sono stati considerati i medesimi ΔT. Figura 9 – Andamento della temperatura di evaporazione lato sonde ΔT = 3°C. Al termine delle analisi sono state dimensionate le due pompe di circolazione. Figura – Andamento delladitemperatura di ΔT = 3°C. Figura 9 – 10 Andamento della temperatura evaporazione lato sonde La prima a velocità costante per una portata di 2,06 kg/s e una prevalenza di 8 m condensazione sia lato sonde che utenze ΔT = 5°C (Grundfos modello TP 40-120/2), con potenza assorbita al motore elettrico pari a 360 W ed un rendimento globale del 49,5%. Nel funzionamento a velocità variabile, si è scelto il modello MAGNA 40-120F della medesima azienda. In Figura 11 e 13 è riportato il COP ed EER della macchina mentre in Figura 12 e 14 il COP ed EER dell’impianto, intendendo con il termine impianto, la somma delle potenze del compressore e della pompa di circolazione lato sonde geotermiche; i valori si riferiscono a due giorni di funzionamento. Come si può osservare si ottiene una diminuzione del COP-EER del compressore lavorando a portata variabile: ciò è dovuto alla diminuzione del coefficiente di scam- Figura 10 – Andamento della temperatura di condensazione sia lato sonde che utenze ΔT = 5°C. bio termico al diminuire della portata e quindi del carico. Malgrado ciò si ha un auFigura delle 10 – Andamento della state temperatura di condensazione lato sonde utenze ΔT = 5°C. Al termine analisi sono dimensionate le duesiapompe di che circolazione. La prima avranno temperature minorikg/s rispetto al funzionamento a portata mento di entrambi in riferimento all’impianto (Tabelle 10 e 11). a velocità costante per unadi evaporazione portata di 2,06 e una prevalenza di 8 m (Grundfos Al termine analisi sono state dimensionate due pompe dicompressore. circolazione. La ed prima modello TPdelle 40-120/2), con potenza assorbita delle allemotore elettrico pari a 360 W un costante, causando di fatto il peggioramento prestazioni del Nelle Figure 15 e 16 sono riportate le temperature di uscita dell’acqua dalle sonde arendimento velocità costante per una portata di 2,06 kg/s e una prevalenza di 8 m (Grundfos globale del 49,5%. Nel funzionamento a velocità variabile, si è scelto il Figure 17 e 18con sonopotenza riportati iassorbita consumi stagionali forniti dalle duepari simulaziogeotermiche. Come si può osservare, le temperature risultano essere, nel funziomodello Nelle TP 40-120/2), al motore elettrico a 360 W ed un modello MAGNA 40-120F della medesima azienda. rendimento globale del 49,5%. Nel ed funzionamento velocità si è12scelto Malgrado risparmio dall’applicazione diauna pompa avariabile, velocità varianamento a portata variabile, più basse in inverno e più alte in estate: ciò è dovuto In Figurani.11 e 13 è ilriportato ilgenerato COP EER della macchina mentre in Figura e 14 il il modello MAGNA 40-120F della medesima azienda. COP ed EER dell’impianto, intendendo con il termine impianto, la somma delle potenze bile sia di poco superiore al 80%, la scarsa influenza di quest’ultima sul consumo al fatto che la pompa regola la propria velocità al fine di mantenere un differenIn 11 e 13 eè riportato il COP EER della macchina in Figurai 12 e 14 si il delFigura compressore della pompa di ed circolazione lato sondementre geotermiche; valori dell’intero impianto, unita alla diminuzione del COP eimpianto, del EER dellacompressore, ziale di temperatura costante pari a 3°C in inverno e 5°C in estate; le temperature COP ed EER dell’impianto, intendendo con il termine somma delle potenze riferiscono a due giorni di funzionamento. del e risparmio della sipompa circolazione lato del sonde geotermiche; i valori si Come sicomporta può osservare ottienedimodesto, una diminuzione COP-EER del compressore un globale pari annualmente a circa il 4%. Occorre di uscita dallo scambiatore saranno più alte nella stagione di condizionamento ecompressore riferiscono a portata due giorni di funzionamento. lavorando a variabile: ciò è dovuto alla diminuzione del coefficiente di scambio osservare comeottiene la pompauna scelta per il circuito del geotermico fosse già ottipiù basse in quella di riscaldamento, tale differenza porta il condensatore aCome lavo- tuttaviaosservare COP-EER delun compressore termicosial può diminuire dellasiportata e quindidiminuzione del carico. Malgrado ciò si ha aumento di lavorando portata variabile: ciò prevalenza è dovuto del coefficiente di scambio per consentire bassa ealla quindi consumi contenuti. rare a temperature di condensazione maggiori e analogamente all’evaporatore si mizzata entrambi ina riferimento all’impianto (Tabelle 9 ediminuzione 10).

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termico al diminuire della portata e quindi del carico. Malgrado ciò si ha un aumento di entrambi in riferimento all’impianto (Tabelle 9 e 10).

Le prestazioni energetiche delle pompe di calore geotermiche

Figura – Andamento del COP dell’impianto Figura 11 -12 Andamento del COP della macchina dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

Figura 11 – Andamento del COP della

Le prestazioni energetiche delle pompe calore geotermiche macchina dal 1diGennaio al 2 Gennaio

dal 1 Gennaio al 2 Gennaio

Figura 11 - Andamento del COP della macchina dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

Figura 13 – Andamento del EER della macchina dal 23 Luglio al 24 Luglio

Figura 11 - Andamento del COP della macchina dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

Figura 12 - Andamento del COP dell’impianto dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

Figura 14 – Andamento del EER dell’impianto dal 23 Luglio al 24 Luglio Figura 14 - Andamento del EER dell’impianto dal 23 Luglio al 24 Luglio. Tabella 9 – Variazioni del COP.

Portata costante COP Compressore

Portata variabile

COP Impianto

COP Compressore

COP Impianto

Figura 12 - Andamento del COP dell’impianto dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

4,17 13 - Andamento3,74 4,08dal 23 Luglio al 244,01 Figura del EER della macchina Luglio.

Figura 12 - Andamento del COP dell’impianto dal 1 Gennaio al 2 Gennaio.

Aumento COP Impianto [%] Figura 14 - Andamento del EER dell’impianto dal 23 Luglio al 246,73% Luglio.

Figura 14 - Andamento del EER dell’impianto dal 23 Luglio al 24 Luglio.

Tabella 11 – Variazioni dell’EER

Portata variabile

COP Compressore

COP Impianto

COP Compressore

COP Impianto

4,17

3,74

4,08

4,01

Le prestazioni energetiche delle pompe diCompressore calore geotermiche Diminuzione COP [%] Aumento COP Impianto [ % ]

2,15%

Tabella – Variazioni del COP. Tabella 10 9- Variazioni dell’EER.

Tabella 9 – Variazioni del COP.

Tabella 10 – Variazioni del COP Portata costante

Diminuzione COP Compressore [ % ]

2,15% 6,73%

Portata Costante Portata costante

Portata Variabile Portata variabile

EER Compressore

EER Impianto

EER Compressore

EER Impianto

5,37

4,69

5,03

4,96

COP Compressore 4,17

COP Impianto 3,74

COP Compressore

Diminuzione EER Compressore [ % ]

Diminuzione Compressore AumentoCOP EER Impianto [%] [%]

4,08

COP Impianto 4,01

6,33%

2,15% 5,44%

Aumento COP Impianto [ % ] 6,73% Nelle Figure 15 e 16 sono riportate le temperature di uscita dell’acqua dalle sonde come la pompa scelta per il circuito geotermico fosse già ottimizzata geotermiche. per consentire Come si può osservare, le temperature risultano essere, nel funzionamento Figura 15 – Andamento delle temperature di bassa prevalenza ePortata quindi consumi contenuti. 10e- più Variazioni Costante Portata Variabile a portata variabile, più basse inTabella inverno alte indell’EER. estate: ciò è dovuto al fatto che la Figura 13dalle - Andamento del dal EER della macchinaal dal 23Luglio Luglio al 24 Luglio. uscita sonde 23 Luglio 24 pompa regola la propria velocità al fine di mantenere un differenziale di temperatura EER Compressore EER Impianto EER Compressore EER Impianto pari a 3°C in inverno e 5°C in estate; le temperature di uscita dallo scambiatore come la pompa scelta per il circuito geotermico fosse già ottimizzata costante per consentire Portata Costante Variabile 5,37 4,69contenuti. 5,03 4,96 saranno più alte nella stagione di condizionamento ePortata più basse in quella di bassa prevalenza e quindi consumi riscaldamento, tale differenza il condensatore a lavorare a temperature di Diminuzione EER Compressore [ % ] 6,33% EER Compressore EERporta Impianto EER Compressore EER Impianto condensazione maggiori e analogamente all’evaporatore si avranno temperature di Aumento EER Impianto [ % ] 5,44% evaporazione minori rispetto al funzionamento a portata5,03 costante, causando di4,96 fatto il 5,37 4,69 peggioramento delle prestazioni del compressore. EER Compressore [ % ] forniti dalle due simulazioni. 6,33% Nelle Figure 17 eDiminuzione 18 sono riportati i consumi stagionali Nelle Figure 15 e 16 sono riportate le temperature di uscita dell’acqua dalle sonde Malgrado il risparmio generato dall’applicazione di una pompa a velocità variabile sia di geotermiche. Come si può osservare, le temperature risultano essere, nel funzionamento Aumento EER influenza Impianto [di% quest’ultima ] 5,44% a portata variabile, più basse in inverno e più alte in estate: ciò è dovuto al fatto che la superiore al 80%, poco la scarsa sul consumo dell’intero pompa regola la propria velocità al fine di mantenere un differenziale di temperatura impianto, unita alla diminuzione del COP e del EER del compressore, comporta un costante pari a 3°C in inverno e 5°C in estate; le temperature di uscita dallo scambiatore Figura 17 –tuttavia osservare risparmio globale modesto, pari annualmente a circa il 4%. Occorre Le prestazioni energetiche pompedel di calore geotermiche Figura 13 - delle Andamento EER della macchina dal 23 Luglio al 24 Luglio. Tabella 10 - Variazioni dell’EER.

Nelledi Figure 15 e 16 sono riportate le temperature di uscita dell’acqua dalle sonde saranno più alte nella stagione di condizionamento e più basse in quella Confronto tranel funzionamento riscaldamento, tale differenza porta il condensatore a lavorare a temperature di geotermiche. Come si può osservare, le temperature risultano essere, il consumo a condensazione maggiori e analogamente all’evaporatore si avranno temperature di a portata variabile, più basse in inverno e più alte in estate: ciò è dovuto al fatto che la evaporazione minori rispetto al funzionamento a portata costante, causando di fatto il portata variabile pompa regola la propria velocità al fine di mantenere un differenziale di temperatura peggioramento delle prestazioni del compressore. costante pari a 3°C in inverno e 5°C in estate; le temperature di uscita dallo scambiatore e costante nella Nelle Figure 17 e 18 sono riportati i consumi stagionali forniti dalle due simulazioni. Figurail15 - Andamento delledall’applicazione temperature di uscita dalle sonde dal 23 Luglio alsaranno 24 più alte nella stagione di condizionamento e piùestiva basse in quella di Malgrado risparmio generato di una pompa a velocità variabile siaLuglio. di stagione poco superiore al 80%, la scarsa influenza di quest’ultima sul consumo dell’intero riscaldamento, tale differenza porta il condensatore a lavorare a temperature di impianto, unita alla diminuzione del COP e del EER del compressore, comporta un condensazione maggiori analogamente all’evaporatore si Figura avranno temperature di Figura 17 -eConfronto tra il consumo a portata 18 - Confronto tra il consumo a risparmio Figura globale modesto, pari annualmente a circa il 4%. Occorre tuttavia osservare 16 – Andamento delle temperature di Figura 18 – causando e costante nella stagione estiva. variabile e costantedi nella stagione minorivariabile rispetto al funzionamento a portata costante, fatto il inv Figura 15 - Andamento delle temperature di uscita dalle sonde dal 23 Luglio alevaporazione 24 Luglio.

Confronto tra peggioramento delle prestazioni del compressore. Nelle Figure 17 e 18 sono riportati i consumi stagionali forniti dalle il consumo a due simulazioni. Malgrado il risparmio generato dall’applicazione di unaportata pompa avariabile velocità variabile sia di poco superioreCONCLUSIONI al 80%, la scarsa influenza di quest’ultima sul consumo dell’intero e costante nella comporta un impianto, unita alla diminuzione del COP e del EER del compressore, Il lavoro qui presentato dimostra come non sia utile sottodimensionare stagione invernale risparmio globale modesto, pari annualmente a circa il 4%. Occorre tuttavia osservare l’im pompe di calore geotermiche sia in termini di efficienza del sistema che per costi di esercizio. Infatti la pompa di calore geotermica è uno dei sistemi più e ma presenta dei costi iniziali piuttosto elevati. Come dimostrato, eliminare alcu verticale per ridurre i costi iniziali non risulta conveniente nel lungo per diffusione di tecnologie ad evaporatore allagato può permettere una riduzione di installazione, grazie alla ridotta differenza di temperatura tra fluido evap acqua del circuito terreno, consentendo migliori efficienze rispetto alle soluzio Figura 16 - Andamento delle temperature di uscita dalle sonde dal 1 Gennaio al 2 Gennaio. Inoltre, con un’accurata progettazione dell’edificio si potrebbe lavorare con tem dell’acqua di impianto a temperature inferiori a 30°C, con ulteriore beneficio de Per quanto concerne i costi di installazione, è opinione degli autori che i costi p Figura 16 - Andamento delle temperature di uscita dalle sonde dal 1 Gennaio al 2 Gennaio. ridursi rispetto ai valori attuali se il mercato delle pompe di calore geoter diffondesse maggiormente. PerFigura quanto le ilcondizioni operative della macchina, l’esempio mos Figura 17 - Confronto tra il consumo a portata 18 -riguarda Confronto tra consumo a portata portata d’acqua a velocità variabile variabile e costante nella stagione estiva. variabile e costante nella stagione invernale.nel circuito idronico lato terreno ha risparmi ridotti; questo risultato è legato innanzitutto alla scarsa influenza del della pompa rispetto a quello del compressore, grazie all’utilizzo di un c 49 che det # due fattori giustamente dimensionato di partenza. Esistono inoltre altri tali risultati. La diminuzione della portata d’acqua causa inevitabilmente CONCLUSIONI diminuzione del coefficiente di scambio termico. Inoltre, il mantenimen Il lavoro qui presentato dimostra come non sia utile sottodimensionare l’impianto a uscita dalle sonde dal 1 Gennaio al 2 Gennaio

CONCLUSIONI Il lavoro qui presentato dimostra come non sia utile sottodimensionare l’impianto a pompe di calore geotermiche sia in termini di efficienza del sistema che per motivi di costi di esercizio. Infatti la pompa di calore geotermica è uno dei sistemi più efficienti, ma presenta dei costi iniziali piuttosto elevati. Come dimostrato, eliminare alcune sonde verticali per ridurre i costi iniziali non risulta conveniente nel lungo periodo. La diffusione di tecnologie ad evaporatore allagato può permettere una riduzione dei costi di installazione, grazie alla ridotta differenza di temperatura tra fluido evaporante e acqua del circuito terreno, consentendo migliori efficienze rispetto alle soluzioni attuali. Inoltre, con un’accurata progettazione dell’edificio si potrebbe lavorare con temperature dell’acqua di impianto a temperature inferiori a 30°C, con ulteriore beneficio del SCOP. Per quanto concerne i costi di installazione, è opinione degli autori che i costi potrebbero

BIBLIOGRAFIA

ridursi rispetto ai valori attuali se il mercato delle pompe di calore geotermiche si diffondesse maggiormente. Per quanto riguarda le condizioni operative della macchina, l’esempio mostrato con portata d’acqua a velocità variabile nel circuito idronico lato terreno ha portato a risparmi ridotti; questo risultato è legato innanzitutto alla scarsa influenza del consumo della pompa rispetto a quello del compressore, grazie all’utilizzo di un circolatore giustamente dimensionato di partenza. Esistono inoltre altri due fattori che determinano tali risultati. La diminuzione della portata d’acqua causa inevitabilmente anche la diminuzione del coefficiente di scambio termico. Inoltre, il mantenimento di un differenziale di temperatura costante, fa sì che le temperature di uscita dallo scambiatore siano più alte in raffrescamento e più basse in riscaldamento; tale differenza porta il condensatore a lavorare con temperature maggiori in condensazione e, analogamente, con temperature inferiori all’evaporatore

rispetto al funzionamento a portata costante. La possibilità di impiegare pompe a velocità variabile consente di diminuire la portata d’acqua al fine di mantenere una pressione di condensazione superiore al limite minimo, potendo soddisfare in questo modo anche le richieste di carico minori e quindi garantendo un maggior comfort ambientale. n * Michele De Carli, Mirco Donà, Angelo Zarrella, Dipartimento di Fisica Tecnica, Università degli Studi di Padova ** Antonio Calgaro, Dipartimento di Geoscienze, Università degli Studi di Padova

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Ventilazione

Recupero termodinamico con pompe di calore invertibili Sebbene il mercato italiano non sia ancora sufficientemente maturo, l’utilizzo di UTA a recupero termodinamico è di rilevante importanza strategica in tutti quegli edifici di terziario avanzato per i quali il fabbisogno energetico per ventilazione assume incidenze preponderanti di Matteo Bo, Giorgio Bo e Roberto Mancin*

futuri sviluppi delle pompe di calore invertibili può, a nostro giudizio, essere costituito dal loro crescente impiego nei sistemi di recupero termico così detti “termodinamici” installati sulle unità di trattamento aria (UTA) e in particolare sulle unità di trattamento dell’aria primaria di ventilazione impiegate negli impianti misti aria/acqua. no dei più interessanti

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Com’è noto infatti il contenimento dei consumi energetici connessi con la ventilazione rappresenta oggi una delle sfide progettuali più importanti nel campo dell’efficienza energetica in edilizia. Ciò è dovuto al sempre maggior peso che nei moderni edifici stanno acquisendo i fabbisogni termici e frigoriferi necessari per il trattamento

dell’aria di rinnovo, in virtù della sempre più marcata riduzione degli analoghi fabbisogni energetici scambiati attraverso l’involucro edilizio. Tale riduzione, dovuta ai moderni orientamenti progettuali in materia di energetica edilizia conseguenti alle prescrizioni dei

Cos’è un sistema di recupero termodinamico

In termini concettuali un sistema di recupero sull’aria espulsa di tipo termodina07-BO ok 161-192.qxd mico null’altro è se non la naturale evoluzione del ben noto quanto inefficiente sistema di recupero a doppia batteria di scambio termico a fluido intermedio1 di Figura 1, reso di gran lunga più efficiente sostituendo il circuito idronico con un circuito frigorifero in pompa di calore aria/aria invertibile ad espansione diretta cheeffettuato opera framediante l’aria di mandata e quella di espulsione nelle seguenti modalità: modinamico sull’aria espulsa pompe di calore invertibili • in regime invernale (Figura 2a): funzionamento in pompa di calore per il riscaldamento dell’aria in mandata; l’aria di espulsione ha la funzione di “sorgente

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fredda” da cui asportare calore. La batteria ad espansione diretta posta sull’aria 11/10/10 10:29 Pagina di espulsione opera163 come evaporatore e quella posta sull’aria di rinnovo lavora da condensatore; • in regime estivo (Figura 2b): funzionamento in gruppo frigorifero per il raffreddamento dell’aria in mandata; l’aria di espulsione ha la funzione di “sorgente calda” su cui scaricare il calore. Il funzionamento degli scambiatori si inverte riIl recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili spetto al regime invernale, quello sull’aria di espulsione opera come condensatore, mentre quello sull’aria di rinnovo lavora da evaporatore.

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ziario avanzato, i fabbisogni per nno diventando la voce di gran ante del bilancio energetico

che il recupero termico negli ento dell’ aria non può se non empre più determinante, per non ai fini della ottimizzazione dei ci e di conseguenza della classe di certificazione degli ttica il recupero termico di tipo tituisce certamente oggi giorno ative e promettenti possibilità di o in un settore impiantistico che Figura 1di - Schema di principio non si innova ed Figura evolve1 – Schema Figura 2 – Schema di principio del funzionamento principio del del funzionamento Figura 2 – Schema di principio del funzionamento di un recuperatore di calore termodinamico. funzionamento di un recuperatore di e e più efficienti soluzioni di un recuperatore di calore termodinamico di un recuperatore di calore a doppia batteria calore a doppia batteria di scambio di scambio termico fluido intermedio intermedio. termico a a fluido Benché semplice in termini concettuali, la realizzazione di sistemi di recupero ncettuali un sistema di recupero termodinamici non risulta altrettanto semplice e agevole in termini costruttivi, il che i tipo termodinamico null’ altro è se non la naturale evoluzione del forse giustifica in parte la loro per ora scarsa diffusione. efficiente sistema di recupero a doppia batteria di scambio termico a Il problema più difficile da risolvere per la loro progettazione è costituito dal di figura 1, reso di gran lunga più efficiente sostituendo il circuito controllo della potenza erogata dal sistema, specie in regime invernale. cuito frigorifero in pompa di calore aria/aria invertibile ad espansione Nei recuperatori di calore di tipo tradizionale lo scambio termico è sempre l’ aria di mandata e quella di espulsione nelle seguenti modalità: proporzionale alladidifferenza discambio temperatura tra l’èaria ambiente espulsa e alla l’ aria esterna edifici. In quest’ottica il recupero termico tipo relativi dispositivi legislativi, sta inlo termico sempre proporzionale immessa e pertantooggi non si verifica mai l’ ipotesi di uno scambio termico troppo termodinamico costituisce certamente fatti notevolmente modificando differenza di temperatura tra l’aria ambiente elevato. gime invernale(figura 2a): funzionamento in pompa di calore per il Più precisamente quando ciò avviene significa che l’ aria esterna presenta valori di giorno una e promettenti i consolidati riferimento espulsa e l’aria esterna immessa e pertanto non damento dell’ aria in mandata; l’valori aria didiespulsione ha la funzione di delle più innovative temperatura già idonei per la mandata dell’aria (free-cooling) per cui l’ azione di ente fredda” da cui delle asportare calore. La batteriainadgioespansione diretta di sviluppo tecnologico possibilità in un settore grandezze termiche si verifica di uno scambio termico recupero non è più conveniente e comemai talel’ipotesi può essere sospesa (by-pass o arresto del sull’aria di espulsione opera come evaporatore e quella posta impiantistico che da troppo tempo non si innoco, al punto che in molti casi, e troppo elevato. Più precisamente quando ciò avrecuperatore). aria di rinnovo lavora da condensatore. Diverso invece il caso delsignifica recupero effettuato attraverso un va ed evolve nuove e più èefficienti particolare negli edifici del terviene chetermodinamico l’aria esterna presenta valori gime estivo(figura in 2b): funzionamento in gruppo frigorifero per il proponendo circuito frigorifero in pompa di calore. Dal momento che la geometria del avanzato, i fabbisogni per ha lasoluzioni di temperatura già idonei per la mandata dell’a- sistema è eddamento dell’ ariaziario in mandata; l’ aria di espulsione funzionecostruttive. vincolata e in particolare sono bloccate sia le dimensioni delle due batterie di scambio orgente calda” su lacuiventilazione scaricare ilstanno calore. diventanIl funzionamento degli per cuidil’azione di recupero non sia infine termico ad espansione diretta,riasia(free-cooling) le portate dell’aria mandata ed espulsione, biatori si inverte rispetto al regime invernale, quello sull’aria di do la voce di gran lunga più imè più conveniente e come tale può prodotta essere sospeProgettazione di unlasistema temperatura dell’ aria di espulsione, la potenza di scambio dalla pompa di sione opera come condensatore, mentre quello sull’ aria di rinnovo risulta essere, con compressore funzionante a pieno carico, pressoché costante al calore portante del bilancio energetico sa (by-pass o arresto del recuperatore). termodinamico: aspetti e criticità a da evaporatore. variare della temperatura dell’ aria esterna. complessivo. Diverso è invece il caso del recupero termoBenché semplice in termini concettuali, la reSe in estate ciò è accettabile e addirittura favorevole perché abbassandosi la Ne consegue che il recupedinamico effettuato attraverso un circuito frigoalizzazione di sistemi di recupero termodinamici temperatura dell’ aria esterna si garantisce una sua più efficace deumidificazione e il ro termico negli impianti di tratin pompa di calore. Dalessere momento che la non risulta altrettanto semplice e agevole in tercontrollo della temperatura dirifero mandata agli ambienti può comunque garantito, in tamento dell’aria non può se non geometria del sistema è vincolata e in particolamini costruttivi, il che forse giustifica in parte la modo per altro energeticamente coerente, per mezzo di una apposita batteria di post riscaldo a gas caldo che verràrenel seguito descritta, in inverno questo aspetto assumere un ruolo sempre più sono bloccate sia le dimensioni delle due bat- costituisce loro per ora scarsa diffusione. un serio problema dal momento che la temperatura di mandata non può determinante, per non dire fonterie di scambio termico ad espansione diretta, più essere Il problema più difficile da risolvere per la controllata e pertanto può aumentare in modo indesiderato anche di molti gradi. damentale, ai fini della ottimizsia le per portate dell’aria diilmandata ed espulsione, loro progettazione è costituitoLa dal principale controllo delpossibilità controllare funzionamento della macchina zazione dei consumi energetici e sia infine la temperatura dell’aria di la la potenza erogata dal sistema, specie in regime frigorifera al variare delle condizioni di carico risulta quella di espulsione, variare la portata di gas del circuito frigorifero e di conseguenza potenzaprodotta erogata dalla pompa macchina di conseguenza della definizione potenza di la scambio di medesima. cainvernale. o utilizzato negli anni 90 specie in ambito ospedaliero per le garanzie che esso offre regolazione si può effettuare in due modi: della classe di certificazione degli loresostanzialmente risulta essere, con compressore funzionante Nei recuperatori di calore diQuesta tipo tradizionale contamination. a pieno carico, pressoché costante al variare della temperatura dell’aria esterna. Se in estate ciò è accettabile e addirittura favorevole perché abbassandosi la temperatura Thermodynamic recovery using reversible heat pumps Heat recovery on expelled air iscertainly one of the most important technological challenges in the optimization of dell’aria esterna si garantisce una sua più efficace energy consumption and consequently in the definition of the class energy efficiency of buildings. The so-called deumidificazione e il controllo della temperatuheat recovery “thermodynamic” made with reversible air/air heat pumps is one of the most interesting and innora di mandata agli ambienti può essere comunvative possibilities of development in this area, which for too long do not innovate. There are still some technical que garantito, in modo per altro energeticamenaspects, first of all the control of the flow temperature, which must be adequately explored and improved. te coerente, per mezzo di una apposita batteria Considering the extraordinary performance that, as is documented in this paper, are guaranteed, we hope for their di post riscaldo a gas caldo che verrà nel seguito increasingly growing use, especially in buildings of advanced services. descritta, in inverno questo aspetto costituisce Keywords: thermodynamic heat recovery, reversible heat pump un serio problema dal momento che la temperatura di mandata non può più essere controllata e

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pertanto può aumentare in modo indesiderato anche di molti gradi. La principale possibilità per controllare il funzionamento della macchina frigorifera al variare delle condizioni di carico risulta quella di variare la portata di gas del circuito frigorifero e di conseguenza la potenza erogata dalla macchina medesima. Questa regolazione si può sostanzialmente effettuare in due modi: • regolazione a gradini ottenuta mediante la realizzazione di un unico circuito frigorifero dotato di più compressori2 di taglia diversa da disattivare in sequenza. In commercio si trovano macchine dotate di due compressori in grado quindi di realizzare 3 gradini di parzializzazione C1, C2 e C1+C2; • regolazione modulante ottenuta mediante la realizzazione di un unico circuito frigorifero dotato di moderni compressori scroll regolati tramite inverter, i quali permettono una variazione modulante della potenza fino al 35÷40% (variazione del numero di giri fino al 25÷30%). Gli altri accorgimenti per ottenere una precisa regolazione dell’aria di mandata (nella modalità di funzionamento invernale), sono basati sulla dissipazione dell’energia recuperata in eccesso, sia che si tratti di sistemi relativi al circuito frigorifero (hot gas – by pass o smaltimento di calore nel riscaldamento di acqua calda), sia che si tratti di sistemi sull’aria (miscelazione dell’aria di mandata con parte di aria fresca non trattata).

Le tipologie di recuperatori termodinamici Il mercato dei sistemi di recupero di tipo termodinamico può considerarsi diviso in due categorie: 1. Le unità di ventilazione a recupero termodinamico, vale a dire le piccole unità monoblocco di rinnovo dell’aria del tipo a sogliola per installazione nei controsoffitti, con portate dell’aria fino a circa 3.000 m³/h a seconda dei costruttori (Figura 3) destinate prevalentemente agli impianti di ventilazione degli edifici residenziali e agli ambienti di piccole dimensioni (bar, ristoranti, negozi, ecc). 2. Le UTA a recupero termodinamico, vale a dire le unità di trattamento aria vere e proprie, con portate nominali da 3.000 a 25.000 m³/h (Figura 4) da installare negli impianti di condizionamento. Proprio con riferimento a queste ultime, di cui più specificatamente ci occuperemo nel seguito della presente trattazione, occorre in primo luogo precisare che esse sono più esattamente delle vere e proprie “macchine”, in alcuni casi anche alquanto complesse e articolate, che vengono costruite sotto forma di package monoblocco già completamente preassemblati e completi di tutti gli accessori, ivi compreso il

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Figura 3 – Piccole unità di rinnovo dell’aria con recuperatore di calore termodinamico per ambienti residenziali Presa aria esterna A. Batteria di scambio termico a espansione diretta sull’immissione dell’aria B. Ventilatore di mandata C. Batteria di scambio termico a espansione diretta sull’espulsione dell’aria D. Ventilatore di espulsione E. Compressore scroll. Figura 4 – Esempio di UTA con recupero termodinamico

Configurazioni presenti sul mercato

sistema di controllo e regolazione del tipo a microprocessore, che svolge un ruolo determinante per l’ottimizzazione del funzionamento della macchina medesima. Esse vengono prodotte in diverse taglie di portata dell’aria con intervalli fra una taglia e l’altra variabili da costruttore a costruttore e, dal momento che queste UTA possono essere dotate di ventilatori di tipo plug fan azionati da motori a corrente continua “brushless” a controllo elettronico completi di anello piezometrico per la misura della portata, risulta in genere possibile adattare la taglia della macchina prescelta alle reali esigenze dell’impianto.

Sul mercato italiano sono presenti due possibili configurazioni: 1. Unità semplici del tipo illustrato in Figura 5 senza l’abbinamento a scambiatori di recupero aria/aria; questa soluzione costruttiva, pur essendo tecnologicamente più semplice, ha maggiori difficoltà a garantire in determinate condizioni di funzionamento medio stagionali, il controllo puntuale della temperatura di mandata e pertanto si presta a essere utilizzata nei casi in cui

Figura 5 – Esempio di UTA senza l’abbinamento a scambiatori di recupero aria/aria D

E 4

A. Presa aria esterna B. Ventilatore di mandata di tipo plug fan con motori brushless a controllo elettronico C. Batteria ad espansione diretta sull’aria esterna di rinnovo D. Batteria ad espansione diretta sull’aria di espulsione E. Compressori di tipo scroll di taglia diversa

1 B C

A F 3

OPZIONI PRINCIPALI 1. Filtrazione ad alta efficienza di tipo elettronico 2. Batteria di scambio termico ad acqua 3. Valvola di regolazione 4. Batteria di post riscaldo a gas caldo 5. Umidificatore

Figura 6 – Esempio di UTA con l’abbinamento a scambiatori di recupero aria/aria Figura 7 – Andamenti delle temperature dell’aria in ingresso alle batterie di scambio termico in inverno

il controllo del suo funzionamento può essere direttamente effettuato in base alla temperatura rilevata nell’ambiente controllato. 2. Unità complesse (Figura 6) con l’abbinamento a scambiatori di recupero di tipo statico a piastre a elevata efficienza (rapporto di temperatura ai sensi norma UNI EN 308 almeno maggiore del 70%) il cui scopo è duplice: • da un lato ridurre considerevolmente la taglia del compressore; • dall’altro ridurre il range di funzionamento della pompa di calore, evitando blocchi di funzionamento per alta pressione quando in favorevoli condizioni ambientali il sistema “recupererebbe troppo”. Con l’inserimento di recuperatori statici aria/aria naturalmente varia l’andamento delle temperature in ingresso alle batterie di scambio termico durante la stagione invernale come illustrato in Figura 7, con una conseguente penalizzazione del COP della pompa di calore, penalizzazione che è però compensata dalla potenza recuperata ad elevato COP3 tramite il recuperatore statico. Inoltre come illustra la Figura 7 quando la temperatura dell’aria in inverno è molto distante dalle condizioni di progetto (te > 15°C) e vi sono le maggiori difficoltà a controllare l’eccesso di potenza recuperata dalla pompa di calore, è possibile in questo caso spegnere il compressore, lasciando il controllo della temperatura di mandata alla sola azione del recuperatore statico aria/aria. Aspetti costruttivi

Uno degli aspetti più critici nell’impiego delle UTA a recupero termodinamico è rappresentato dalla loro scarsa flessibilità costruttiva. Come si è visto esse tendenzialmente nascono come unità monoblocco di serie, che tutt’al più possono essere corredate di “accessori” (batterie di riscaldamento/raffreddamento ad acqua, umidificatori, filtri ad alta efficienza, ecc). Questa rigidità costituisce, a nostro giudizio, uno dei maggiori difetti e può rappresentare un limite per un più marcato futuro utilizzo di questa tecnologia. Dipende infatti ancora dal singolo costruttore la possibilità di modificare “artigianalmente” le unità di serie per adeguarle alle esigenze specifiche di ciascun impianto, come di norma noi progettisti siamo abituati a fare con le UTA tradizionali. Fra le opzioni costruttive più interessanti vale la pena di citare le seguenti: 1. Batteria di post riscaldamento a gas caldo. Si tratta di una batteria ad espansione diretta posta a valle della batteria di recupero sull’aria esterna di immissione e si attiva spillando una portata di gas caldo a valle del compressore mediante l’azione di una eletFigura 8 – Schema di principio del trovalvola dedicata. Essa opera in estate come funzionamento delle batterie di batteria di post riscaldo a consumo energetico post riscaldamento a gas caldo nullo quando è richiesta la deumidificazione 1. Aria esterna 2. Aria raffreddata e deumidificata dell’aria di rinnovo. (Figura 8) dalla batteria a espansione diretta 2. Scambiatore di calore gas/acqua calda per resull’aria di immissione (evaporatore) cupero calore di condensazione: consiste in 3. Valvola automatica di uno scambiatore di calore del tipo a piastre per spillamento del gas caldo recuperare su un circuito ad acqua calda (per 4. Batteria di post riscaldo a gas caldo esempio acqua calda sanitaria) il calore di con5. Batteria a espansione diretta sull’aria di espulsione densazione altrimenti scaricato all’esterno. (condensatore).

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Lo stato del mercato italiano

Il mercato italiano delle UTA a recupero termodinamico è al momento tutt’altro che consolidato, al punto che sono ancora pochissime le aziende produttrici che presentano a catalogo questa soluzione impiantistica, fornendo dati prestazionali completi ed esaustivi. Al di là degli aspetti legati alla ancora ridotta domanda, ciò è certamente anche dovuto al fatto che questa tipologia di macchine è di fatto molto più vicina al mondo dei costruttori di gruppi frigoriferi piuttosto che al mondo dei costruttori di unità di trattamento aria. Com’è noto infatti questi ultimi sono nella maggior parte dei casi attrezzati per assemblare componenti (batterie di scambio termico, ventilatori, umidificatori, ecc) di norma acquisiti sul mercato. Nel caso specifico invece chi voglia mettere in produzione delle UTA a recupero termodinamico non può, almeno per il momento, ricorrere al mercato esterno, ma deve avere al

suo interno le competenze e l’esperienza di tecnici frigoristi in grado di progettare e realizzare il circuito frigorifero medesimo che costituisce il cuore tecnologico dell’unità. Questa condizione limita pertanto il numero delle possibili aziende in grado di realizzare tale soluzione impiantistica. Altra considerazione importante da rimarcare è, come si è detto, l’accesso ai dati prestazionali in quanto nella maggior parte dei casi è ancora alquanto difficile acquisire in modo semplice e diretto dati tecnici precisi che consentano di valutare compiutamente le prestazioni di questa tipologia di recuperatori. Diventa pertanto necessario ogni volta un approfondito scambio di informazioni direttamente con i progettisti delle macchine medesime, il che naturalmente costituisce una scomoda complicazione. Anche ciò è un chiaro segnale di una tecnologia per il momento ancora poco commercialmente matura e diffusa.

Esempi di UTA dotate di recupero termodinamico Ci soffermeremo ora a illustrare più dettagliatamente le caratteristiche costruttive e funzionali di due interessanti esempi costruttivi di UTA del tipo complesso, vale a dire del tipo integrato con l’abbinamento a scambiatori di calore Figura 9 – Spaccato statici aria/aria. tridimensionale di Come si è già avuto modo di precisare queuna UTA con recupero ste unità (Figura 9) inglobano in un unico motermodinamico noblocco tutta una serie di sistemi di recupero (scambiatori a piastre, batterie di scambio termico alimentate dalla pompa di calore reversibile, sistemi di raffreddamento adiabatico, batteria di post riscaldo a gas caldo, batteria ad acqua calda/refrigerata, scambiatori gas/acqua) i quali, adeguatamente controllati da un microprocessore specificatamente programmato, sono in grado di ottimizzare l’azione di recupero termico in tutte le possibili condizioni termo igrometriche che i due flussi di aria espulsa ed immessa possono presentare. I componenti costituenti le UTA relativi ai due 07-BO ok 161-192.qxd 11/10/10 10:29 Pagina 171 esempi costruttivi selezionati sono schematicamente illustrate nella Figura 10a (Azienda A) e 10b (Azienda B). In entrambi i casi il flusso d’aria di rinnovo viene pretrattato mediante due recuFigura 10a – Componenti costituenti un’UTA con peratori di calore statici a piastre posti in serie. recupero A) mediante pompe di calore invertibili Il recupero termodinamico termodinamico sull’aria(azienda espulsa effettuato Funzionamento invernale

L’aria di espulsione attraversa il recuperatore di calore a piastre a doppio stadio, cedendo calore all’aria esterna di rinnovo. Il calore residuo ancora contenuto in essa viene ceduto alla batteria di scambio termico che costituisce l’evaporatore della pompa di calore aria/aria. L’aria esterna di rinnovo si riscalda dapprima attraversando i due recuperatori aria/aria in serie e viene poi postriscaldata fino alle volute condizioni di immissione in ambiente dalla batteria di scambio termico che costituisce il condensatore della pompa di calore. (Figure 11a e 11b).

Figura 10b – Componenti costituenti un’UTA con recupero termodinamico (azienda B)

Figura 10b - Componenti costituenti un’ UTA con recupero termodinamico (azienda B).

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3.1 Funzionamento invernale (figura 11a e 11b)

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Funzionamento nella stagione invernale: messa a regime veloce

Per portare rapidamente in temperatura l’ambiente prima dell’occupazione dei locali, all’avvio della macchina tutta la portata d’aria di espulsione viene fatta ricircolare (serranda di ricircolo aperta) ed inviata alla batteria di postriscaldamento ad acqua calda (Figure 12a e 12b). Figura 11a – Funzionamento in piena stagione invernale (Azienda A) Figura 11b – Funzionamento in piena stagione invernale (Azienda B)

Figura 12a – Funzionamento in piena stagione invernale: messa a regime veloce (Azienda A) Figura 12b – Funzionamento in piena stagione invernale: messa a regime veloce (Azienda B)

Figura 13a – Funzionamento in piena stagione estiva (Azienda A) Figura 13 b – Funzionamento in piena stagione estiva (Azienda B)

Funzionamento estivo

L’aria esterna di rinnovo si preraffredda (raffreddamento sensibile) dapprima attraversando i due recuperatori statici in serie. Essa viene poi raffreddata e deumidificata fino alle volute condizioni di immissione in ambiente dalla batteria di scambio termico che costituisce l’evaporatore del gruppo frigorifero. Nel caso “A” (Figura 13a) le prestazioni del sistema di recupero di calore statico sono incrementate nella stagione estiva mediante l’adozione di due rampe di ugelli nebulizzatori d’acqua per il raffreddamento adiabatico dell’aria di espulsione, alimentate da gruppo pompante ad alta pressione. L’acqua nebulizzata dalle due rampe di ugelli, posizionate ciascuna prima dei recuperatori, abbassa in estate la temperatura del flusso dell’aria di espulsione fino a raggiungere la corrispondente temperatura a bulbo umido. Si aumenta di conseguenza la differenza di temperatura fra i due flussi di aria, incrementando così l’efficienza termica dei recuperatori a piastre. Un’ulteriore rampa di ugelli per raffreddamento adiabatico è posizionata prima della batteria del circuito frigorifero integrato posta sul flusso di espulsione (che in regime estivo lavora da condensatore). Anche in questo caso con lo scopo di abbassare la temperatura di condensazione del ciclo frigorifero durante l’esercizio estivo, e di migliorare l’efficienza della macchina frigorifera. I trattamenti finali (riscaldamento in inverno, raffreddamento e deumidificazione in estate) Nel caso “B” (Figura 13b) viene invece effettuato il recupero del calore di condensazione per produrre mediante uno scambiatore di calore gas/acqua dell’acqua calda a 45°C (per esempio acqua calda sanitaria). Funzionamento nelle stagioni intermedie free cooling con by pass parziale

L’aria di espulsione viene convogliata in parte all’esterno attraverso una serranda di by-pass e in parte attraverso il recuperatore di calore dove cede calore all’aria di rinnovo (Figure 14a e 14b). Funzionamento nelle stagioni intermedie e ventilazione notturna estiva: free cooling con by pass totale

Tutta l’aria di espulsione viene convogliata

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L’ aria di espulsione viene convogliata in parte all’esterno attraverso una serranda di by-pass e in parte attraverso il recuperatore di calore dove cede calore all’aria di rinnovo.

attraverso una serranda di by-pass direttamente all’esterno e non attraversa il recuperatore di calore. L’aria di rinnovo invece viene prelevata dall’esterno ed immessa direttamente in ambiente. In questa modalità di funzionamento gli scambiatori aria/aria a flussi incrociati sono by-passati eliminando le loro perdite di carico e per effetto del sistema automatico di regolazione della portata (ventilatori a controllo elettronico a portata variabile più anello piezometrico di misura) le portate dell’aria si mantengono costanti riducendo l’assorbimento elettrico dei motori dei ventilatori. Questa opzione può essere disattivata durante la ventilazione notturna estiva (nessun pericolo di draft risk) per ottenere un più efficace asporto del calore accumulato dall’edificio durante il giorno (Figure 15a e 15b). Se il sistema di recupero è dotato, come nel caso “A”, delle rampe di ugelli nebulizzatori d’acqua per il raffreddamento adiabatico dell’aria di espulsione durante le stagioni intermedie e nella ventilazione notturna estiva è possibile sfruttare l’azione di raffreddamento adiabatico. Come illustra la Figura 16 l’aria di espulsione raffreddata adiabaticamente attraversa il recuperatore a doppio stadio, dove asporta calore sensibile all’aria di rinnovo. In questa modalità di funzionamento, viene massimizzata l’efficienza energetica in quanto il raffrescamento viene ottenuto senza l’intervento del circuito frigorifero.

Aspetti impiantistici connessi con l’installazione delle UTA Come risulta dalle precedenti descrizioni, le UTA a recupero termodinamico sono a tutti gli effetti in grado di produrre internamente ed in modo autonomo tutta, o quasi tutta, l’energia termica e frigorifera necessaria per il trattamento dell’aria. Ciò comporta di fatto una significativa decentralizzazione dei sistemi di produzione energetica, dal momento che i tradizionali sistemi centralizzati di produzione, centrale termica e centrale frigorifera, hanno solo il compito di produrre la potenza termica necessaria al funzionamento dei terminali di utenza posti negli ambienti climatizzati, con i seguenti vantaggi: 1. notevole riduzione della potenza termica installata in centrale termica e frigorifera, in quanto, come si è già avuto modo di precisare all’inizio di questo articolo, le potenze termiche e frigorifere4 per il trattamento dell’aria di ventilazione sono in molti casi superiori a quelle scambiate attraverso l’involucro edilizio; 2. notevole riduzione e semplificazione dei sistemi di distribuzione dei fluidi termo vettori (reti di distribuzione e relative elettropompe) con conseguente riduzione delle energie parassite consumate per il pompaggio; 3. possibilità di produrre, nel caso di impianti di condizionamento dotati di terminali d’utenza funzionanti con acqua refrigerata ad alta temperatura5,

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Figura 14a – Funzionamento nelle stagioni intermedie, free cooling con by pass parziale (Azienda A)

Figura 14a - Funzionamento nelle stagioni intermedie, free cooling con by pass parziale (Azienda A).

Figura 14 b – Funzionamento nelle stagioni intermedie, free cooling con by pass parziale (Azienda B)

Figura 14 b - Funzionamento nelle stagioni intermedie, free cooling con by pass parziale (Azienda B).

3.5 Funzionamento nelle stagioni intermedie e ventilazione notturna estiva: free cooling con by pass totale (figura 15 e 15 b) Tutta l’aria di espulsione viene convogliata attraverso una serranda di by-pass direttamente all’esterno e non attraversa il recuperatore di calore. L’aria di rinnovo invece viene prelevata dall’esterno ed immessa direttamente in ambiente. In questa di funzionamento gli scambiatori aria/aria a flussi incrociati Figura 15a – modalità Funzionamento nelle stagioni intermedie e ventilazione sono by-passati eliminando le loro perdite dipass caricototale e per effetto del sistema automatico notturna estiva, free cooling con by (Azienda A)

Figura 15 b – Funzionamento nelle stagioni intermedie e ventilazione notturna estiva, free cooling con by pass totale (Azienda B)

Figura 16 – Funzionamento nelle stagioni intermedie, free cooling con raffreddamento adiabatico (Azienda A)

l’acqua refrigerata a più elevata temperatura, con una conseguente riduzione della taglia della macchina frigorifera e un miglioramento dell’efficienza energetica sia al carico massimo (EER), sia stagionale (ESEER).

Analisi delle prestazioni energetiche invernali Un aspetto molto interessante e di facile comprensione anche per i non addetti ai lavori è certamente costituito dall’incidenza che possono presentare i sistemi a recupero termodinamico ai fini della definizione della classe di

denominato “rapporto di temperatura”. Inoltre per semplicità non verrà considerata energia spesa per l’umidificazione dell’aria, che si suppone effettuata mediante umidificatori a vapore e quindi fornita a parte. Valgono pertanto le formule nel seguito riportate. Il fabbisogno specifico di energia primaria per il trattamento dell’ aria di ventilazione (EV) è calcolabile come:

dell’aria di ventilazione (EV) è calcolabile come: [Whp/mc]

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dove: • t : temperatura dell’aria di mandata [°C] • t : temperatura dell’aria esterna [°C] • ηp: rendimento del sistema di produzione energetica 1782. Il Ilconsumo recupero termodinamico sull’aria effettuatoprimaria mediante pompe di calore invertibili specifico diespulsa energia per il trattamento dell’aria di In particolare impianti a pannelli radiantispecifico a soffitto o impianti a traviprimaria fredde che presentano una temperatura di 2. Il consumo di energia per il trattamento dell’aria ventilazione (EV,P) di UTA tradizionale con recuperatore a piastre fornito esercizio pari a 16-17 °C. di ventilazione (EV,P) di UTA tradizionale con recuperatore a piastre dalla batteria dibatteria preriscaldo alimentata dall’acqua calda prodotta in cenfornito dalla di preriscaldo alimentata dall’acqua calda prodotta in 2. centrale Il consumo specifico di energia primaria per il trattamento dell’aria termica, è calcolabile come: trale termica, è calcolabile come: tradizionale con recuperatore a piastre di ventilazione (EV,P) di UTA

dove: 10:29 Pagina 178 07-BO ok 161-192.qxd 11/10/10 m• tm: temperatura dell’aria di mandata [°C] • te: temperatura dell’aria esterna [°C] e 178 Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante energetica pompe di calore invertibili • ηp: rendimento del sistema di produzione

Figura 17 – COP della pompa di calore aria/aria in funzione della temperatura dell’aria esterna Figura 18 – Variazione del consumo specifico di energia primaria per trattamento dell’aria di ventilazione al variare della temperatura dell’aria esterna

certificazione energetica degli edifici e, come vedremo in alcuni casi, anche e soprattutto ai fini del rispetto dei vincoli di legge imposti dai recenti dispositivi legislativi in materia. Per fare ciò occorre valutare i benefici in termini energetici che l’impiego di questa tipologia di recupero termico consente di ottenere durante la stagione invernale, rispetto a soluzioni di tipo “tradizionale” calcolando e confrontando fra loro le energie primarie specifiche (cioè riferite a ogni m³ di aria trattata) relative a ciascuna situazione. .qxd 11/10/10 10:29 Pagina 191 Negli esempi che verranno di seguito riportati viene assunta quale soluzione così detta “tradizionale” di riferimento, il recupero termico effettuato con recuperatori statici aria/aria a Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili 191 piastre che costituisce certamente oggi giorno la tipologia di recupero più utilizzata. Le prestazioni dei recuperatori statici Norma UNI EN 308 a piastre sono definibili ai sensi della norma UNI EN 308 meCon riferimento alla figura 28, si definisce rapporto di temperatura: diante il coefficiente denominato “rapporto di temperatura”. Inoltre per semplicità non verrà considerata energia spesa per Mentre si definisce rapporto di umidità: l’umidificazione dell’aria, che si suppone effettuata mediante umidificatori a vapore e quindi fornita a parte. Valgono pertanto le formule nel seguito riportate. dove: • t: temperatura, 1. °C Il fabbisogno specifico di energia primaria per il trattamento •

x: umidità specifica, g/kg

Norma ASHRAE STANDARD 84

Norma ASHRAE STANDARD 84 Consi riferimento alla figura Con riferimento alla figura 17, definisce efficienza termica:17, si definisce efficienza termica:

Mentre si definisce efficienza igrometrica: Mentre si definisce efficienza igrometrica:

dove: • • • •

dove:

t: temperatura, °C • t:g/kg temperatura, °C x: Umidità specifica, qm,2: portata di aria di rinnovo • x: Umidità specifica, g/kg qmin: portata minima circolante nel recuperatore di calore

• qm,2: portata di aria di rinnovo • qmin: portata minima circolante nel recuperatore di calore

fornito dalla batteria di preriscaldo alimentata dall’acqua calda prodotta in centrale termica, è calcolabile come: [Whp/mc] (2) (2)

[Whp/mc] (2) dove: ta: temperatura dell’aria ambiente [°C] dove: • ta: temperatura dell’aria ambiente [°C] ηt: rapporto di temperatura ai sensi della norma UNI EN 308 • ηt: rapporto di temperatura ai sensi della norma UNI EN 308 dove: • ηp: rendimento del sistema di produzione energetica (caldaia) ηp: rendimento del sistema di produzione energetica (caldaia) • ta: temperatura dell’aria ambiente [°C] • η : rapporto di temperatura ai sensi della norma UNI EN 308 3. Per3. calcolare infine il consumo specifico di energia primaria t Per calcolare infine il consumo specifico di energia primaria per laper la ven• ηp: rendimento del sistema di produzione energetica (caldaia) ) di una UTA a recupero termodinamico del tipo con con l’abventilazione (E V,T UTA a recupero termodinamico del tipo tilazione (EV,T) di una l’abbinamento a scambiatori di recupero statici a piastre descritto al 3. precedente Per calcolare infine il4,consumo specifico di energia per di la al precebinamento a scambiatori di recupero a piastre paragrafo occorre valutare statici l’apporto deiprimaria due descritto sistemi di una UTA a recupero termodinamico del tipo con ventilazione (EV,Te)precisamente: recupero presenti dentel’abbinamento paragrafo, valutare l’apporto dei due sistemi di aoccorre scambiatori di recupero statici a piastre descritto al recupero a. l’ apporto del recuperatore statico a piastre il quale, come precedente paragrafo 4, occorre valutare l’apporto dei due sistemi di indicala formula 2, dipende dal rapporto di temperatura che esso presenti e precisamente: recupero presenta; presenti e precisamente: a. del l’ apporto apporto del pompa recuperatore statico a piastre il quale, come a. l’apporto recuperatore statico aaria/aria piastre il quale, come indicala forb. l’ della di calore installata sull’UTA, il indicala formula dipende dalessa rapporto che esso quale dipende dal2,COP condi cui opera.di temperatura mula 2, dipende dal rapporto temperatura che esso presenta; presenta; b. della l’ apporto della pompa di calore aria/aria installata sull’UTA, La formula è pertanto la seguente: b. l’apporto pompa di calore aria/aria installata sull’UTA,ilil quale diquale dipende dal COP con cui essa opera. pende dal COP con cui essa opera. La formula è pertanto la seguente: [Whp/mc] (3) La formula è pertanto la seguente: [Whp/mc]

(3) (3)

dove:

dove: • COP: coefficiente di prestazione della a pompa di calore • ce: fattore di conversione energia elettrica in energia primaria6 • COP:dove: coefficiente dipari prestazione della a pompa di calore attualmente a 2,22 • COP: coefficiente di prestazione della a pompa di calore 6 • ce: fattore di energia elettrica primaria6 attual• ce: conversione fattore di conversione energia elettricaininenergia energia primaria attualmente pari a 2,22 mente pari a 2,22 Questo valore è calcolabile come: Tale COP deve essere fornito dal costruttore dalla macchina. Questo valore calcolabile come:prestazionali che ci sono stati trasmessi dal costruttore inIn èbase ai dati dove: •dicato F :nel fattore di conversione deliberato da AEEG come per l’ annoAzienda 2009, e pari a“A”, 0,000187 tep/kWhel precedente paragrafo valutati nelle seguenti • f : fattore di conversione in energia primaria dell’ energia ausiliaria elettrica, ricavato da normativa dove: condizioni di paragrafo riferimento ad esempio di una utenza ospedaliera): UNI TS 11300-2, 6.1, e pari(tipiche a 11860 kWhp/tep • F : fattore di conversione deliberato da AEEG per l’ anno 2009, e pari a 0,000187 tep/kWhel •• Temperatura aria ambiente: 22°C f : fattore di conversione in energia primaria dell’ energia ausiliaria elettrica, ricavato da normativa UNI TS 11300-2, paragrafo 6.1, e pari a 11860 kWhp/tep • Temperatura aria mandata: 20°C • Rapporto fra la portata di aria estratta e la portata di aria immessa: 85% • Rapporto di temperatura recuperatori di calore a piastre in serie: 75% La variazione del COP in funzione della temperatura esterna invernale per valori di temperatura dell’aria esterna inferiori a 15°C è risultata quella illustrata nel diagramma di Figura 17. Da essa si evince che il COP durante la stagione invernale rimane praticamente costante al variare della temperatura esterna e mediamente pari a 7. Per cui è possibile sostenere che una “macchina” a recupero termodinamico del tipo sopra descritto, si comporta di fatto dal punto di vista energetico in inverno come una pompa di calore aria/aria con COP pari a 7. Nella Figura 18 sono confrontati i consumi specifici nei due casi di UTA aria primaria di tipo tradizionale e di UTA a recupero termodinamico nelle seguenti condizioni: • Temperatura aria ambiente: 22°C • Temperatura aria mandata: 20°C • Rapporto fra la portata di aria estratta e la portata di aria immessa: 85% • Soluzione con UTA tradizionale - Rapporto di temperatura recuperatore di calore a piastre: 65% - Rendimento della centrale termica 100% • Soluzione con UTA a recupero termodinamico - Rapporto di temperatura recuperatori di calore a piastre in serie: 75% - COP pompa di calore: 7 6

conv, p

p,el

conv, p

p,el

#15

CASI DI STUDIO

Al fine di quantificare la convenienza dell’impiego dell’utilizzo delle UTA con recupero termodinamico rispetto ad una soluzione convenzionale con recuperatori di calore statici è stata effettuata unasimulazione dei consumi energetici in regime invernale relativamente a due casi di studio: • il primo costituito da piccolo ospedale da 200 posti letto, • Il secondo da un edificio a torre con destinazione d’uso uffici. Entrambi gli edifici supposti sono ubicati in Torino. Piccolo ospedale (Caso 1) Le caratteristiche dell’edificio a destinazione ospedaliera sono sinteticamente le seguenti: • Superficie calpestabile: 20.600 m² • Volume netto: 62.500 m³ • Rapporto S/V: 0,235 m-1 • Posti letto: 200 • Portata complessiva di aria esterna trattata: 109.000 m³/h, di cui - Aria primaria: 84.600 m³/h - Tutt’aria: 24.400 m³/h • Tipologie impiantistiche: - Impianti a pannelli radianti a soffitto più aria primaria nelle aree ospedaliere low care; - Impianti a tutt’aria nelle aree ospedaliere higth care; - Impianto a ventilconvettori più aria primaria nelle aree di servizio. Con le stesse condizioni al contorno sono stati fra loro posti a confronto le due soluzioni alternative in precedenza descritte, vale a dire: • Soluzione tradizionale: - Tutte le UTA sono di tipo “tradizionale” dotate di recuperatore statico a piastre con rapporto di temperatura pari al 65%

- Sistema di produzione energetico centralizzato: caldaia a condensazione con rendimento medio stagionale pari al 100% • Soluzione con recupero termodinamico: - Tutte le UTA ad aria primaria sono del tipo con recupero termodinamico (recuperatore statico a piastre con rapporto di temperatura pari al 75% e COP pompa di calore pari a 7) - Le restanti UTA sono di tipo “tradizionale” - Sistema di produzione energetico centralizzato: caldaia a condensazione con rendimento medio stagionale pari al 100% Il confronto fra l’energia primaria necessaria al trattamento dell’aria nei vari mesi della stagione invernale nelle due soluzioni analizzate è illustrato nella Figura 19 e complessivamente riepilogato nella Tabella II. Edificio a torre ad uso ufficio (Caso 2) Le caratteristiche dell’edificio a torre di altezza pari a 110 m con 24 piani destinati a uffici sono sinteticamente le seguenti: • Superficie calpestabile: 23430 m² • Volume netto: 69700 m³ • Rapporto S/V: 0.126 m-1 • Portata complessiva di aria esterna trattata: 82.000 m³/h, tutta aria primaria di ventilazione. • Tipologie impiantistiche • Impianti a ventilconvettori più aria primaria Il confronto fra la soluzione tradizionale e quella con UTA a recupero termodinamico è stata condotta con gli stessi parametri prestazionali delle due soluzioni già illustrati nel Caso di studio nº1. Il confronto fra l’energia primaria necessaria al trattamento dell’aria nei vari mesi della stagione invernale nelle due soluzioni analizzate è illustrato nella Figura 20 e complessivamente riepilogato nella Tabella III.

07-BO ok 161-192.qxd 11/10/10 10:29 Pagina 183

Figura 19 – Caso di studio nº1: piccolo ospedale – Confronto fra i consumi di energia Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili primaria nella stagione invernale

183

Figura 20 – Caso di studio nº2: edificio a torre destinato a uffici – Confronto fra i consumi di energia primaria nella stagione invernale

07-BO ok 161-192.qxd 11/10/10 10:29 Pagina 185

Figura 19 - Caso di studio n°1: piccolo ospedale – Confronto fra i consumi di energia primaria nella stagione invernale.

Tabella II – Caso di studio nº1: piccolo ospedale – Risparmio energetico ed economico per il Tabella II - Caso di studio n°1: piccolo ospedale - Risparmio energetico ed trattamento dell’aria durante la stagione invernale economico per il trattamento dell’aria durante la stagione invernale SOLUZIONE TRADIZIONALE

FABBISOGNO DI ENERGIA PRIMARIA PER TRATTAMENTO ARIA INVERNALE COSTI ENERGETICI INVERNALI PER TRATTAMENTO ARIA Costo gas metano: 0,65 euro/Smc Costo energia elettrica: 0,15 euro/kWh

#15

324.182 kWh

19.451 €

SOLUZIONE CON RECUPERO TERMODINAMICO

57.462 kWh

3.917 €

Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili

Tabella III – Caso di studio nº2: edificio a torre destinato a uffici – Risparmio energetico ed economico per il Tabella III - Caso di studio n°2: edificio a torre destinato a uffici - Risparmio trattamento dell’aria durantedell’aria la stagione energetico ed economico per il trattamento durante la invernale stagione invernale

RISPARMIO ENERGETICO ED ECONOMICO IN PERCENTUALE

82 %

80%

185

FABBISOGNO DI ENERGIA PRIMARIA PER TRATTAMENTO ARIA INVERNALE COSTI ENERGETICI INVERNALI PER TRATTAMENTO ARIA Costo gas metano: 0,65 euro/Smc

SOLUZIONE TRADIZIONALE

SOLUZIONE CON RECUPERO TERMODINAMICO

RISPARMIO ENERGETICO ED ECONOMICO IN PERCENTUALE

80.344 kWh

13.427 kWh

83 %

4.173 €

907 €

81 %

Costo energia elettrica: 0,15 euro/kWh

7. L’ INCIDENZA IN AMBITO DI CERTIFICAZIONE ENERGETICA Un’ altro aspetto importante legato all’uso di questa tecnologia è quello connesso con il rispetto dei vincoli di legge in materia di certificazione energetica degli edifici e in particolare ai dettami del D.Lgs 192/06 e s.m.i.. Per dimostrare come il fabbisogno energetico connesso con la ventilazione risulti, come abbiamo già avuto modo di

edilizio, abbiamo calcolato per i due casi di studio in precedenza illustrati quali risultati si sarebbero ottenuti se gli edifici in oggetto, anziché essere rispettivamente adibiti ad attività ospedaliera e a uffici, fossero invece adibiti a residenze. Abbiamo in altre parole mantenuto inalterate le caratteristiche costruttive degli involucri edilizi disperdenti e variato solo i valori della ventilazione (meccanica) che nel caso di edificio residenziale vine assunta, pari a 0,3 vol/h secondo quanto prescritto al paragrafo 1, p.to 12.1.1 delle UNI TS 11300. Nel seguito vengono riportati i risultati ottenuti per le simulazioni condotte.

07-BO ok 161-192.qxd 11/10/10 10:29 Pagina 187

Figura 21 – Caso di studio nº1: piccolo ospedale – Confronto classe energetica Edificio ospedaliero assimilato a civile abitazione

Risultati delle simulazioni (Caso di studio 1)

Figura 22 – Caso di studio nº1: piccolo ospedale – Confronto Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili classe energetica Classe energetica con UTA tradizionali – Classe energetica con UTA a recupero termodinamico

187

Figura 22 - Caso di studio n°1: piccolo ospedale – Confronto classe energetica

Figura 23energetica – Caso con di studio nº1: piccolo ospedale – Incidenza Energia Classe UTA tradizionali - Classe energetica con UTA a recupero termodinamico. Primaria per ventilazione nella climatizzazione invernale

Le simulazioni condotte hanno portato ai risultati illustrati in Figura 21, e possono essere così riassunti: • nell’ipotesi in cui la stessa struttura edilizia fosse utilizzata come edificio residenziale avrebbe un consumo di energia primaria per la climatizzazione invernale tale da posizionarla secondo la normativa energetica nazionale in classe A, e soddisfare ampiamente i limiti di legge (verifica ex art. 28 legge 10/1990 POSITIVO). • nel caso invece in cui essa venga utilizzata come ospedale e venga realizzata con un sistema di recupero termico tradizionale, l’incremento della ventilazione meccanica e i consumi energetici ausiliari che necessariamente sono ad essa collegati (funzionamento di pompe e ventilatori) fanno si che l’edificio venga declassato in classe D, e soprattutto non sia più in grado di rispettare i limiti di legge (verifica ex art. 28 legge 10/1990 NEGATIVA). In Figura 22 è infine possibile apprezzare come l’installazione di UTA con recupero termodinamico permetta di migliorare considerevolmente il consumo di energia primaria necessario per la climatizzazione invernale, portando globalmente l’edificio a passare dalla classe iniziale D alla nuova classe energetica B, ma soprattutto come nel caso specifico l’installazione di tali sistemi consenta di fatto il rispetto dei vigenti limiti di legge. Risultati delle simulazioni (Caso di studio 2)

Figura 23 - Caso di studio n°1: piccolo ospedale – Incidenza Energia Primaria per ventilazione nella climatizzazione invernale.

L’incidenza in ambito di certificazione energetica Un altro aspetto importante legato all’uso di questa tecnologia è quello connesso con il rispetto dei vincoli di legge in materia di certificazione energetica degli

edifici e in particolare ai dettami del D.Lgs 192/06 e s.m.i.. Per dimostrare come il fabbisogno energetico connesso con la ventilazione risulti, come abbiamo già avuto modo di sottolineare, predominante e determinante nel definire la classe di certificazione energetica dell’edificio, indipendentemente dalle caratteristiche dell’involucro

Le simulazioni condotte hanno portato ai risultati illustrati in Figura 24, e possono essere così riassunti: • nell’ipotesi in cui la stessa struttura edilizia fosse utilizzata come edificio residenziale avrebbe un consumo di energia primaria per la climatizzazione invernale tale da posizionarla secondo la normativa energetica nazionale in classe B e soddisfare ampiamente i limiti di legge (verifica ex art. 28 legge 10/1990 POSITIVA); •nel caso invece in cui essa venga utilizzata come palazzo uffici e venga realizzata con un sistema di recupero termico tradizionale, l’edificio

#15

viene declassato per via dei maggiori consumi dovuti alla ventilazione in classe C, e soddisfa i limiti di legge con margine molto ridotto (EPH = 14,78 kWh/m³, di poco inferiore a EPH,lim = 15,63 kWh/m³). Anche in questo caso l’installazione di UTA con recupero termodinamico (Figura 25) permette di migliorare considerevolmente il con0 10:29 Paginasumo 178 di energia primaria necessario per la climatizzazione invernale, portando globalmente l’edificio a passare dalla classe iniziale C alla nuova classe energetica B. Questa variazione comporta inoltre in molti casi vantaggi di ordine ecopero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili Figura 24 – Caso di studio nº2: edificio a torre destinato nomico, quali ad esempio una forte riduzione a uffici – Confronto classe energetica Edificio ad degli oneri di urbanizzazione o un aumento deluso uffici assimilato a civile abitazione le volumetrie edificabili. Il consumo specifico di energia primaria per il trattamento dell’aria Nella Figura 26 sono infine posti a confronto di ventilazione (EV,P) di UTA tradizionale con recuperatore a piastre Figura 25 – Caso di studio nº2: edificio a torre destinato a uffici – fornito dalla batteria di preriscaldo alimentata dall’acqua calda prodotta Confronto in classe energetica Classe energetica con UTA tradizionali centrale termica, è calcolabile come: – Classe energetica con UTA a recupero termodinamico

NOTE

[Whp/mc] (2) 1 Sistema di recupero molto utilizzato negli anni 90 specie in ambito ospedaliero per le garanzie che esso offre contro il rischio della cross dove: contamination. • ta: temperatura dell’aria ambiente [°C] 2 I compressori impiegati sono normalmente piccoli • ηt: rapporto di temperatura ai sensi della norma UNI EN 308 compressori di tipo scroll. • ηp: rendimento del sistema di produzione energetica (caldaia) 3 L installazione di recuperatori statici aria/aria presenta il come unico inconveniente Per calcolare infine consumo specifico un disensibile energiaincreprimaria per la ) didella unapotenza UTA aelettrica recupero termodinamico ventilazione (EV,T mento assorbita dai ventila- del tipo con l’abbinamento atoriscambiatori recupero statici a piastre per vincere ledimaggiori perdite di carico, ma il descritto al precedente paragrafo 4, occorre valutare l’apporto dei due sistemi di “COP” di questa applicazione inteso come rapporto recupero presenti e precisamente: termica recuperata fra la potenza a. l’ apporto del recuperatore staticoe laapotenza piastreeletil quale, come trica assorbita in più dal sistema di recupero, è coindicala formula 2, dipende dal rapporto di temperatura che esso Figura 26 – Caso di studio nº2: edificio a torre presenta; munque vantaggioso specie nelle zone con clima a uffici – Incidenza Energia Primaria per b. l’ apporto della pompa di calore aria/aria installata sull’UTA,destinato il più rigido. ventilazione nella climatizzazione invernale quale dipende dal COP con cui essa opera. 4 Per esempio in ambito ospedaliero il carico termico di ventilazione connesso con la necessità di trattare La formula è pertanto la seguente: grandi portate d’aria (necessariamente tutta esterna) per rispettare i i vincoli e i requisiti imposti dal(3) p/mc] le vigenti disposizioni legislative in materia[Wh di accreditamento di strutture sanitarie e/o consigliati dalle autorevoli norme tecniche nazionali e internazionali raggiunge anche l’80÷85% del carico terdove: • COP: coefficiente di prestazione della a pompa di calore mico complessivo. • ce: fattore di conversione in energia primaria6 5 In particolare impianti energia a pannellielettrica radianti a soffitto attualmente pari a 2,22 o impianti a travi fredde che presentano una temperatura di esercizio pari a 16-17°C. 6 Questo valore è calcolabile come: alcolabile come:

dove: fattore di conversione da AEEG per l’ anno 2009, e pari a 0,000187 • Fdeliberato di conversione deliberato da AEEG per tep/kWhel conv,p: fattore ore di conversione in energia primaria dell’ energia ausiliaria elettrica, ricavato da normativa l’anno 2009, e paria 0,000187 tep/kWhel 11300-2, paragrafo 6.1, e pari a 11860 kWhp/tep • fp,el: fattore di conversione in energia primaria i risultati delle tre simulazioni condotte per l’edidell’energia ausiliaria elettrica, ricavato da normaficio ad uso uffici. tiva UNI TS 11300-2, paragrafo 6.1, e paria a 11860 kWhp/tep

CONCLUSIONI

Le UTA a recupero termodinamico costituiscono certamente al giorno d’oggi una delle

più interessanti e promettenti tecnologie in materia di recupero di calore sull’aria espulsa e come tali meriterebbero una maggiore attenzione da parte dei progettisti e dei committenti.

#15

M10

sviluppo di una nuova tecnologia. C’ è da auspicare che, alla luce degli evidenti vantaggi che detta soluzione consente di ottenere, vi sia un sempre maggior numero di aziende motivate a svilupparne e a perfezionarne gli aspetti costruttivi e funzionali, trovando soluzioni ai problemi tecnici ancora esistenti anche e soprattutto attraverso azioni di ricerca e sviluppo di tipo sperimentale camera di prova. Figura 27 –inSchema scambiatore di calore statico aria/aria

10/10 10:29 Pagina 191

1/10/10 10:29 Pagina 191

recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe di calore invertibili

191

27 - Schema Il recupero termodinamico sull’aria espulsa effettuato mediante pompe diFigura calore invertibili 191

Norma UNI EN 308

scambiatore di calore statico aria/aria.

rma UNI EN 308 Con riferimento alla Figura 27, si definisce rapporto di temperatura: norma riferimento alla figura 28, si definisce rapporto di temperatura: UNI EN 308 on riferimento alla figura 28, si definisce rapporto di temperatura:

ntre si definisce rapporto di umidità: Mentre si definisce rapporto di umidità: entre si definisce rapporto di umidità:

•ve: •• •

t: temperatura, °C dove: x:t:umidità specifica, temperatura, °C g/kg • t: temperatura, °C x: umidità specifica, g/kg

rma ASHRAE STANDARD •84x: umidità specifica, g/kg norma riferimento alla STANDARD figura 17, si definisce efficienza termica: ASHRAE 84 on riferimento alla figura 17, si definisce efficienza termica:

ntre si definisce efficienza igrometrica: entre si definisce efficienza igrometrica:

•ve: •• •• •• •

t: temperatura, °C x:t:Umidità specifica, temperatura, °C g/kg s.r.l. qx: portata di aria diCUOGHI rinnovo specifica, g/kg m,2:Umidità viarinnovo Garibaldi, qqmin : :portata circolante nel15 recuperatore di calore portataminima di aria di m,2 Albignasego (PD) - Italia qmin: portata minima35020 circolante nel recuperatore di calore

In particolare il loro impiego è di rilevante importanza strategica in tutti quegli edifici di terziario avanzato per i quali il fabbisogno energetico per ventilazione assume incidenze preponderanti. Nel caso specifico

degli ospedali, dove i carichi per ventilazione sono preponderanti, l’impiego di questa tecnologia non solo consente di migliorare in modo significativo la classe di certificazione energetica dell’edificio, ma può addirittura diventare l’unica possibile alternativa per rispettare i vincoli imposti dalle vigenti disposizioni legislative. Purtroppo il mercato di questa soluzione impiantistica non è ancora sufficientemente maturo e sviluppato dal momento che non si registra per il momento una sua applicazione su vasta scala e/o in realizzazioni importanti che possano costituire quel primo fondamentale bagaglio di referenze che è sempre molto importante per lo sviluppo di una nuova tecnologia. C’è da auspicare che, alla luce degli evidenti vantaggi che detta soluzione consente di ottenere, vi sia un sempre maggior numero di aziende motivate a svilupparne e a perfezionarne gli aspetti costruttivi e funzionali, trovando soluzioni ai problemi tecnici ancora esistenti anche e soprattutto attraverso azioni di ricerca e sviluppo di tipo sperimentale in camera di prova. n * Matteo Bo, Giorgio Bo, Roberto Mancin, Prodim S.r.l., Torino

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Installata presso il C.R. Enea di Casaccia (Roma), la macchina è stata monitorata con lo scopo di valutarne le prestazioni invernali

1º gennaio 1996 la produzione dei refrigeranti di tipo CFC (cloro-fluoro-carburi) è proibita nei paesi industrializzati, mentre per gli HCFC (idro-cloro-fluoro-carburi) è in atto un processo di dismissione entro il 2030, anticipato al 2015 nella Comunità Europea. Dal 1 gennaio 2010 è in vigore il nuovo Regolamento CE 1005/09 del 16 settembre 2009 sulle sostanze che riducono lo strato di ozono. Esso sostituisce ed integra il vecchio Regolamento 2037 del 2000, che viene abrogato, e riguarda tutti i refrigeranti clorurati (CFC e HCFC) e gli halon. Questo Regolamento conferma le disposizioni del precedente riguardo la completa eliminazione dei refrigeranti HCFC, sia per quanto riguarda la commercializzazione che l’utilizzo nelle apparecchiature di refrigerazione e condizionamento. Le alternative disponibili ai CFC e agli HCFC sono sempre sostanze di natura sintetica, come gli HFC (idro-fluoro-carburi) privi di cloro, con potenziale di distruzione dell’ozono (ODP) nullo, ma che presentano un elevato effetto di surriscaldamento della terra (GWP) (Tabella 1). In alternativa esistono i “vecchi” refrigeranti, come i fluidi naturali, quali l’ammoniaca (R717), gli idrocarburi (R290, R1270, R600a), l’acqua (R718) e la CO2 (R744). al

Alta temperatura a basso GWP

Impianto sperimentale con pompa di calore ad R744 (CO²) polivalente

La pompa di calore, in un eventuale intervento di riqualificazione energetica di un edificio esistente o di pregio storico, è sicuramente in grado di alimentare un tradizionale radiatore che necessita di una temperatura in ingresso compresa tra 70°C e 60°C, in funzione della temperatura dell’aria esterna. Bisogna però porre particolare attenzione alla temperatura dell’acqua di ritorno in macchina che deve essere necessariamente inferiore a 35°C per ottenere un COP significativo di Nicolandrea Calabrese* e Paola Rovella** Gli idrocarburi hanno ottime proprietà termodinamiche e di trasporto e gli impianti in cui vengono impiegati non richiedono modifiche rispetto alla tecnologia preesistente. Il principale problema dovuto all’uso degli idrocarburi è legato alla loro infiammabilità e al loro basso grado di sicurezza che ne limita l’utilizzo solo per quelle applicazioni che richiedono una carica di refrigerante estremamente limitata. Rispetto ai tipici refrigeranti, l’ammoniaca

mostra un minor costo, miglior efficienza del ciclo frigorifero, nessun effetto sullo strato d’ozono o sul riscaldamento globale ma pone problemi legati alla sua tossicità ed alla compatibilità con materiali come il rame. L’anidride carbonica (R744) è particolarmente idonea ad essere utilizzata come fluido refrigerante

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decreto rinnovabili 28/11

L’attività di ricerca messa a punto con la facility di prova ben segue l’attuale legislazione (DLgs 28 del 3 marzo 11) che già da giugno di quest’anno prevede delle quote di produzione dell’energia necessaria per la produzione di acqua calda sanitaria, per il riscaldamento ed il raffrescamento degli ambienti ottenute tramite energia proveniente da fonte rinnovabile. Nel caso di edifici nuovi o edifici sottoposti a ristrutturazioni rilevanti, gli impianti di produzione di energia termica devono essere progettati e realizzati in modo da garantire il contemporaneo rispetto della copertura, tramite il ricorso ad energia prodotta da impianti alimentati da fonti rinnovabili, del 50% dei consumi previsti per l’acqua calda sanitaria e delle seguenti percentuali della somma dei consumi

grazie alle sue proprietà e caratteristiche. Essa possiede un indice GWP unitario, effettivamente molto basso se confrontato con quello degli HFC; inoltre la CO2 non presenta problemi di tossicità (classe A di tossicità), infiammabilità (classe 1 di infiammabilità) o impatto sullo strato di ozono (ODP nullo). L’anidride carbonica è in realtà il più importante e il più noto gas che produce l’effetto serra, ma i quantitativi utilizzati anche in caso di un impiego massiccio nel settore frigorifero, sarebbero comunque irrisori rispetto a quelli prodotti dai processi di combustione. Il potenziale di effetto serra della CO2 potrebbe inoltre essere considerato nullo se tale fluido frigorigeno venisse recuperato come prodotto di scarto di altre produzioni industriali. I criteri di scelta di un fluido rispetto ad un altro si basano su parametri quali l’efficienza energetica, la sicurezza e l’accettabilità ambientale. All’interno di questi criteri individuiamo nella salvaguardia dell’ambiente l’istanza cui dar maggior peso, rendendo di fatto l’anidride carbonica

previsti per l’acqua calda sanitaria, il riscaldamento ed il raffrescamento: a. il 20 per cento quando la richiesta del pertinente titolo edilizio è presentata dal 31 maggio 2012 al 31 dicembre 2013; b. il 35 per cento quando la richiesta del pertinente titolo edilizio è presentata dal 1º gennaio 2014 al 31 dicembre 2016; c. il 50 per cento quando la richiesta del pertinente titolo edilizio è rilasciato dal 1º gennaio 2017. 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.

Tabella 1 – Confronto tra i tipici fluidi refrigeranti e la CO2 in termini di impatto ambientale. Introdurre, ad esempio, in atmosfera 1 kg di gas con GWP100 pari a 1.500, significa causare, in 100 anni, lo stesso effetto serra di 1.500 kg di anidride carbonica (CO2). Si deduce facilmente che più basso è il valore GWP minore è l´impatto del gas sull’effetto serra.

Figura 1 – Pompa di calore a R744 (CO2) acqua-acqua polivalente ENEA

Experimental system with R744 heat pump

At C.R. Enea Casaccia (Rome) has been installed a heat pump carbon dioxide (R744)-type (multi-purpose waterwater system) and has been created a instrumented demonstrator for the plant performances evaluation during winter operation. The experimentation in the winter period shows how important it is the choice of the terminals to be coupled to the machine: they must be able to ensure a low temperature of the return line so as to improve the performance of the machine. It’s also important to consider an appropriate strategy to control or select the appropriate system terminals with a high thermal gradient, ST3 trying to keep the temperature below 35°C. The heat pump, in a possible intervention of energy upgrading of an existing building or of historic value, is certainly able to feed a conventional radiator which requires an inlet temperature between 70°C and 60°C, depending on the outside air temperature. But it’s important to pay particular attention to the temperature of the return water in the machine which must necessarily be less than 35°C to obtain a significant COP. In the case of new building, this kind of heat pump fits very well with radiant systems that typically work with a high thermal gradient. Keywords: heat pump R744, monitoring system

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un’eccellente alternativa ai refrigeranti tipici tra i fluidi naturali, specialmente in applicazioni direttamente poste a servizio di persone come la climatizzazione degli ambienti.

LA FACILITY DI PROVA Presso il C.R. Enea di Casaccia (Roma) è stata installata una pompa di calore ad anidride carbonica (R744) del tipo acqua-acqua polivalente ed è stato realizzato un impianto per la valutazione delle prestazioni di tale macchina durante il funzionamento invernale ed estivo (Figura 1). L’impianto AI.CO.WA. (AIr COnditionig with

heat pump WAter-water), servito dalla pompa di calore a CO2, climatizza un locale di prova appositamente strumentato (Figura 2) ed è controllato da un sistema di supervisione e gestione BMS (Building Management System) che acquisisce e memorizza tutti i parametri di funzionamento necessari a qualificare la macchina e ad assicurare il corretto comfort termoigrometrico all’interno dell’ambiente servito. L’acqua calda e l’acqua refrigerata, prodotte contemporaneamente dalla macchina, vengono entrambe stoccate nei rispettivi serbatoi di accumulo caldo e freddo da cui si alimentano i circuiti dei fan coil a cassetta e di una Unità di Trattamento Aria (UTA) dotata di recuperatore rotativo entalpico (Figura 3). Durante il periodo invernale l’energia frigorifera prodotta in eccesso, in seguito al raggiungimento del valore di setpoint dell’acqua nel serbatoio di accumulo freddo, viene dissipata attraverso un dry cooler. Allo stesso modo, durante il periodo estivo l’acqua calda prodotta in eccesso (serbatoio di accumulo caldo a temperatura di setpoint) viene dissipata attraverso lo stesso dry cooler. Nel box sono riportate le caratteristiche tecniche delle principali apparecchiature che costituiscono l’impianto.

Figura 2 – Viste esterne e interne del locale container Figura 3 – Schema impianto AI.CO.WA situato presso il CR Enea Casaccia (Roma)

Figura 4 – Circuito frigorifero della pompa di calore installata presso il C.R. Enea di Casaccia (Roma)

Pompa di calore a CO2 di tipo polivalente

Caratteristiche principali delle apparecchiature POMPA DI CALORE Pel = 13 [kW] Pfrig = 27 [kWf] con acqua-glicole al 43% Pterm = 30 [kWth] con acqua-glicole al 43% Massima pressione esercizio = 110 [bar] UTA Pbatteria calda = 18 [Kw] Pbatteria fredda = 18 [kW] Pel assorbita = 1,89 [kW] Qaria = 2000 [m³/h] Hmandata = 250 [Pa] Recuperatore rotativo entalpico Prec inv = 11 [kWth ] Prec est = 4,5 [kWf ] ηrec = 76%

DRY COOLER Fluido: glicole e acqua, 43% di glicole Pest diss = 66 [kW] Pinv diss = 22 [kW] Volume = 44 [dm³] Qaria = 36.000 [m³/h] Massima pressione =1,2 [MPa] Pel = 3,5 [kW] VENTILCONVETTORI Ptot = 2,6 [kW] Pfrig = 2,31 [kWf ] Pterm = 3,49 [kWth] Pel = 60 [W] Qaria = 520 [m³/h] Qacqua = 430 [m³/h]

La macchina frigorifera è una pompa di calore elettrica a compressione ed è in grado di erogare una potenza termica di circa Pterm = 30 [kWth] ed una potenza frigorifera pari a Pfrig = 27 [kWf]. La CO2 ha un punto critico di poco superiore a 30°C e, pertanto, nella maggior parte delle applicazioni nel settore della climatizzazione degli ambienti, la condensazione avviene a valori di temperatura superiori a quella critica: si parla infatti di ciclo transcritico dell’R744. In un ciclo del genere non vi è più una condensazione della CO2 durante la cessione di calore all’impianto, ma solo il raffreddamento di gas caldo all’interno di uno scambiatore detto gas cooler (GC). La produzione di acqua refrigerata avviene invece in corrispondenza di uno scambiatore dedicato detto evaporatore. Gas cooler ed evaporatore sono entrambi scambiatori di calore del tipo compatto a piastre. La pompa di calore (PDC) dispone di due circuiti (Figura 4), uno principale e uno secondario (o economizzatore) e utilizza tre compressori semiermetici ad olio, di cui due del tipo ON/OFF (circuito principale) ed uno comandato da inverter (circuito economizzatore). Oltre al gas cooler ed all’evaporatore, la PDC è dotata di altri tre scambiatori di calore che realizzano uno scambio termico interno al ciclo per massimizzare il COP della macchina a seconda della temperatura dell’acqua in ingresso al gas cooler (Figure 5 e 6).

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Figura 5 – Ciclo termodinamico con tutti e tre i compressori in funzione I due compressori principali, a servizio del circuito HP-LP (High Pressure-Low Pressure), vengono azionati in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al gas cooler (ST3). Il compressore comandato da inverter, a servizio del circuito HP-MP (High Pressure-Medium Pressure), entra in funzione quando ST3 ≥ 35°C: questa scelta progettuale è stata dettata dall’ottimizzazione del COP (Coefficient of performance) all’aumentare della temperatura di ritorno in macchina lato condensatore (GC). Durante la fase di progettazione, simulando il funzionamento della macchina, si è evidenziato che quando ST3 supera i 35°C il COP della macchina subisce una sensibile diminuzione. Le simulazioni hanno inoltre evidenziato che, con e senza circuito economizzatore, al di sopra dei 35°C si era sempre in presenza di un abbassamento del COP, ma in maniera meno evidente introducendo il circuito economizzatore. Oltre al compressore con inverter ed ai componenti principali, il circuito economizzatore comprende due scambiatori di calore aggiuntivi presenti sulla media pressione.

Figura 6 – Pompa di calore a CO2 – Layout macchina

Figura 7 – Pagina grafica Home

Figura 8 – Pagina grafica UTA

Sistema di supervisione e gestione BMS

La facility di prova è provvista di un sistema di monitoraggio integrato (BMS) che permette il controllo e la verifica costante di tutti i parametri legati al corretto funzionamento dell’impianto. La soluzione adottata per l’impianto sperimentale, basata su software EMERSON (UltraSite), acquisisce tutte le informazioni provenienti dagli elementi in campo (sonda temperatura e CO2 ambiente, sonda temperatura esterna, sonda luminosità esterna, sonda umidità esterna, conta persone, sonde temperature ad immersione sui vari rami d’impianto, misuratori di portata, misuratori assorbimenti elettrici,…etc.) mediante Figura 9 – Pagina grafica Centrale Termofrigorifera pagine grafiche personalizzate. Un controllore industriale (pc industriale Einstein II della Emerson) memorizza tutti i dati di funzionamento dell’impianto a bordo di una CPU interna. Da un qualsiasi calcolatore, interfacciato in rete con il controllore, è possibile interrogare il sistema e quindi importare in fogli di calcolo tutti i parametri acquisiti dal BMS, in modo da estrapolare ed analizzare i dati. Nelle Figure 7-8-9 sono riportate le pagine grafiche della pianta del locale servito dalla pompa di calore, dell’UTA, e della centrale termofrigorifera. Il ciclo termodinamico della pompa di calore viene gestito attraverso un controllore dedicato marca Eliwell mod. EXTMPro, installato a bordo macchina. Il PLC (Programmable Logic Controller)

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Figura 10 – Schema funzionale “lato caldo” PDC

della Eliwell è interfacciato con un pc sul quale è installato il software TelevisNet che consente l’acquisizione in tempo reale ed il salvataggio di tutti i parametri termodinamici del ciclo frigorifero che realizza la macchina, necessari per le valutazioni prestazionali della macchina stessa.

RISULTATI DEL MONITORAGGIO INVERNALE Tabella 2 – Dati relativi al lato acqua dell’impianto (acquisiti attraverso BMS Emerson) ST1 Temperatura Acqua uscita Evaporatore PDC [°C] ST5 Temperatura Acqua Accumulo caldo [°C] ST2 Temperatura Acqua ingresso Evaporatore PDC [°C] FE01 Portata Acqua ingresso Gas Cooler PDC [m³/h] ST3 Temperatura Acqua ingresso Gas Cooler PDC [°C] FE02 Portata Acqua uscita Evaporatore PDC [m³/h] ST4 Temperatura Acqua uscita Gas Cooler PDC [°C] Figura 11 – Alta pressione in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al GC

Figura 12 – Temperatura CO2 in uscita dal GC in funzione della temperatura dell’acqua in uscita dal GC

Figura 13 – Potenza elettrica assorbita dalla PDC in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al GC

L’analisi dei dati sperimentali è stata condotta con l’intento di valutare le prestazioni della pompa di calore in condizioni di funzionamento a regime della macchina, analizzandone le prestazioni in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso alla macchina (ST3) lato gas cooler. Le grandezze indagate riguardano la produzione di acqua calda e quindi la parte d’impianto evidenziata in Figura 10. I dati relativi al lato acqua dell’impianto sono stati acquisiti attraverso il BMS della Emerson (Tabella 2) mentre per i dati inerenti al circuito frigorifero si è utilizzato il sistema della Eliwell. Per ottenere la curva sperimentale del COP in funzione della ST3 si è adottata una particolare strategia tale per cui la temperatura dell’acqua in ingresso alla PDC lato gas cooler (ST3), è risultata essere prossima a 20°C ad ogni avviamento della macchina. Così facendo è stato possibile monitorare e descrivere le prestazioni della PDC su un range di temperatura molto ampio (19,5°C < ST3 < 56°C) avendo a disposizione un elevato numero di punti sperimentali di funzionamento. I dati acquisiti sono stati riorganizzati in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al gas cooler, quest’ultima riportata in senso crescente. I dati mostrano un andamento crescente della pressione al GC all’aumentare della ST3 (Figura 11). La pressione al GC si attesta attorno al valore di circa 95 bar in seguito all’intervento dell’inverter sul terzo compressore, che stabilizza l’alta pressione attorno a tale valore, con l’obiettivo di non raggiungere pressioni troppo elevate e comunque non superiori a 100 bar. L’ottimo scambio termico all’interno del GC in contro corrente, tra acqua ed anidride carbonica, si traduce in un andamento quasi lineare tra la temperatura dell’acqua in uscita dallo scambiatore e la temperatura del refrigerante in uscita dallo stesso (Figura 12). Tale andamento deriva dalla mancata condensazione della CO2 che comunque riesce a seguire bene il profilo di temperatura dell’acqua lungo lo scambiatore. La potenza elettrica assorbita dalla pompa di calore ha un andamento crescente con pendenza circa costante per ST3 minore di 35°C (Figura 13). In corrispondenza di tale temperatura, infatti, l’attivazione del circuito di media pressione determina un brusco aumento della potenza elettrica che si assesterà poi attorno al valore di 14 kW. La potenza termica prodotta dalla PDC in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al GC ST3 (Figura 14), cresce gradualmente all’aumentare della stessa quando è inferiore a 35°C; superati i 35°C la

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Figura 14 – Potenza termica prodotta dalla PDC in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al GC

Figura 15 – Andamento del COP in funzione della temperatura di ingresso al Gas cooler. Il grafico mostra la distribuzione dei dati reali e due curve polinomiali di quarto grado di approssimazione dei dati reali: la prima (rappresentata in blu) è stata ottenuta a partire dai dati pesati mentre la seconda (rappresentata in verde) è stata ottenuta approssimando direttamente i dati reali. Il COP oscilla globalmente tra un valore minimo di circa 1,5 e uno massimo di 2,77 attestandosi a valori maggiori di 2 per temperature inferiori a 35°C e a valori inferiori a 2 per temperature maggiori di 44°C. Il grafico mostra prima un andamento crescente del COP fino ad un valore massimo che si colloca ad una temperatura di 32,1°C quindi inferiore a 35°C. Figura 16 – Verifica PDC in funzionamento polivalente

BIBLIOGRAFIA

1. H. Halozan, 2001. “HFCS or naturals – what is the future?”, Università di Graz, (Austria

potenza termica raggiunge un picco massimo dovuto all’ulteriore potenza e portata di refrigerante giustificate dall’attivazione del circuito di media pressione. Complessivamente, il comportamento della macchina è riassunto nella Figura 15 in cui è riportato l’andamento del COP, cioè del rapporto tra la potenza termica prodotta e quella elettrica assorbita dalla PDC, in funzione della temperatura dell’acqua in ingresso al gas cooler (ST3).

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Verifica delle prestazioni in funzionamento polivalente

Il campo di funzionamento ideale e più consono alla caratteristica di polivalenza della macchina corrisponde al caso in cui la contemporanea produzione di acqua calda e refrigerata coincide con la contemporanea richiesta di potenza termica e frigorifera da parte dei circuiti utilizzatori, senza alcuna dissipazione e quindi attivazione del dry cooler. Durante il periodo invernale di monitoraggio della macchina, a causa delle elevate temperature esterne (ben al di sopra delle medie stagionali), la macchina ha lavorato a regime producendo sia acqua calda che

acqua refrigerata senza alcuna dissipazione allo scopo di mantenere entrambi i serbatoi di accumulo alle rispettive temperature di set point. Nel calcolo prestazionale della macchina in funzionamento polivalente è stato quindi necessario considerare i due effetti utili ottenuti, e cioè il COP relativo alla produzione di acqua calda e l’EER (Energy Efficiency Ratio) relativo alla produzione di acqua refrigerata: entrambi gli effetti utili sono stati ottenuti con il medesimo input di energia elettrica in ingresso alla macchina. Il coefficiente di prestazione totale è la somma del COP e dell’EER. Se si fa riferimento ad un giorno tipo in funzionamento a regime (Figura 16) la pompa di calore ha un COP di 2,43 ed un EER di 1,45: sommando il COP e l’EER si ricava un coefficiente di prestazione globale pari a 3,88.

CONCLUSIONI La sperimentazione nel periodo invernale di tale pompa di calore evidenzia come sia importante la scelta dei terminali da abbinare alla macchina: essi devono essere in grado di assicurare una bassa temperatura di ritorno dall’impianto in modo da migliorare le prestazioni della macchina. È opportuno quindi studiare una strategia adeguata di regolazione o selezionare degli opportuni terminali d’impianto ad elevato salto termico, cercando di mantenere la temperatura ST3 al di sotto dei 35°C. Dall’analisi dei dati sperimentali risulta infatti evidente che una maggiore temperatura dell’acqua in ingresso alla macchina corrisponde ad un peggioramento delle prestazioni della PDC e quindi ad un abbassamento del COP, soprattutto se ST3 è maggiore di 35°C. L’evoluzione delle strategie di termoregolazione dei “vecchi” radiatori consentirà sicuramente l’ottenimento di terminali ad elevato salto termico. Nel caso di nuovi edifici e quindi di nuovi impianti, questa macchina si sposa evidentemente molto bene ad impianti di tipo radiante che tipicamente lavorano con un elevato salto termico. Il proseguimento dell’attività di ricerca e dell’analisi dei risultati prestazionali della macchina riguarderà il monitoraggio in funzionamento estivo, già avviato dal 1º Giugno 2012, con l’obiettivo prefissato di massimizzare il COP e l’EER della macchina sull’intero anno solare. n * Nicolandrea Calabrese, ENEA – Agenzia nazionale per le nuove tecnologie, l’energia e lo sviluppo economico sostenibile ** Paola Rovella, Università della Calabria Per approfondimento: www.climatizzazioneconfontirinnovabili.enea.it

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ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Riqualificazione energetica di centri commerciali

di media grandezza

A distanza di più di un anno dalla sostituzione dei vecchi impianti con pompe di calore ad assorbimento, vengono illustrati i risultati del monitoraggio di tre casi pilota di Massimo Ghisleni*

della grande distribuzione organizzata (GDO) sono tra le più energivore utenze del settore terziario, in quanto tutto l’anno richiedono in continuo un servizio di riscaldamento e condizionamento per ambienti caratterizzati da grandi dimensioni. Spesso si tratta di strutture realizzate con concetti di edilizia antiquata, dotati di impianti di concezione obsoleta e non in grado di sfruttare energia rinnovabile di tipo termico. Questi elementi rendono non facile la riqualificazione energetica in ambito GDO. A seconda delle dimensioni e delle caratteristiche impiantistiche, i centri commerciali necessitano di approcci progettuali anche di integrazione tra differenti tecnologie, allo scopo di assicurare il massimo comfort ambientale e nel contempo la maggior riduzione dei consumi annuali. Questi due obiettivi devono poi essere raggiunti con il minor impegno economico possibile e con un livello di complicazione delle soluzioni impiantistiche il più possibile ridotto, allo scopo di rendere agevoli le operazioni di gestione e manutenzione degli impianti. La centri commerciali

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presente memoria presenterà alcune soluzioni impiantistiche realizzate con apparecchiature ad assorbimento in pompa di calore per alcuni centri vendita della catena Carrefour, mostrandone le peculiarità tecniche ed i risultati energetici ottenuti dopo un anno di gestione della struttura riqualificata.

L’approccio al problema ambientale ed energetico Da diversi anni Carrefour Italia ha attivato, nell’ambito del progetto APE (Amiamo Proteggere l’Ecosistema), una serie di iniziative volte a ridurre l’impatto delle proprie attività sull’ambiente naturale. In particolare da qui al 2020 il Gruppo Carrefour si è prefissato l’ambizioso obiettivo di ridurre del 30% rispetto ai dati del 2005 il consumo di energia per metro quadro di superficie di vendita. Per raggiungere i risultati programmati si sono attivate fin da subito e con costi contenuti tutte quelle attività volte a un’immediata

riduzione del fabbisogno elettrico: miglioramento dell’illuminazione con tubi fluorescenti ad alto rendimento; utilizzo di lampade led ove possibile; utilizzo di CO2 come refrigerante in luogo dei fluidi sintetici CFC, HCFC e HFC; copertura o chiusura dei banchi refrigerati. Le azioni correttive elencate, pur mostrando una sicura e tangibile efficacia sulla riduzione dei consumi energetici, non sono sicuramente sufficienti a garantire il raggiungimento della percentuale di riduzione obiettivo del progetto APE. Constatata questa problematica, si è deciso di affrontare la riqualificazione dell’impianto caratterizzato dai più elevati consumi energetici: il sistema di generazione dell’energia e l’impianto di climatizzazione.

Il nuovo punto vendita di Cusago (MI)

L’Ufficio Energia di Carrefour Italia ha proceduto a valutare le diverse tecnologie utili ad affrontare le problematiche dei centri di distribuzione del gruppo, i quali nei mesi precedenti erano stati oggetto di diagnosi energetica. Si è quindi ricercata una soluzione efficace e di semplice applicazione, possibilmente replicabile standardizzando l’approccio progettuale e realizzativo degli impianti, la quale consentisse sensibili risparmi a fronte tuttavia di tempi di rientro dell’investimento comunque contenuti (non superiori a quattro anni). In questo senso, visto l’elevato numero di interventi necessari su involucri edilizi, fin da subito sono state scartate le soluzioni che prevedessero la tecnologia fotovoltaica, geotermica o di solar cooling, in ragione dell’ingente investimento che tali

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Il nuovo Carrefour market di Cusago è un edificio caratterizzato da una superficie riscaldata di 2500 m², da una potenza termica di progetto pari a 500 kW, e da una potenza frigorifera di progetto pari a 420 kW. L’impianto di distribuzione e immissione in ambiente dell’energia è costituito da una centrale di trattamento aria, a doppia testa ventilante dotata di recuperatore di calore a flussi incrociati. L’unità di trattamento aria alimenta a sua volta un sistema a tutt’aria da 90.000 m³/h. La temperatura richiesta per il fluido termovettore caldo inviato alla UTA dal sistema di generazione è pari a 50°C con salto termico previsto a 10 K, mentre per il fluido termovettore freddo è prevista una temperatura di 7°C con salto termico 5 K. Il sistema di generazione è stato realizzato mediante l’adozione di sedici pompe di calore ad assorbimento aria-acqua invertibili, alimentate a gas naturale ed energia rinnovabile aerotermica. Per coprire i picchi di carico estivi necessari al sistema di condizionamento è stato affiancato alle suddette unità un gruppo frigorifero a compressione di vapore azionato elettricamente, fornito da altro costruttore. Il chiller elettrico è stato previsto allo scopo di massimizzare l’efficienza estiva del sistema di generazione e per ottimizzare il bilancio costi-benefici dell’impianto. L’integrazione nelle logiche di regolazione tra le due differenti tecnologie di generazione, è stata realizzata utilizzando un sistema di controllo fornito dal

Figura 1 – Centrale termofrigorifera Carrefour Market Cusago (MI) costruttore delle macchine ad assorbimento. Il sistema di controllo è basato su di un plc studiato con il preciso obiettivo di favorire gli impianti integrati con altre tecnologie.

tecnologie comportano e quindi della lunghezza inaccettabile del payback (che, nel caso della tecnologia fotovoltaica, dipende anche in modo cruciale dal quadro incentivante). In quest’ottica l’attenzione si è spostata sulla tecnologia delle pompe di calore aria-acqua, di tipo invertibile per il simultaneo servizio di riscaldamento e/o condizionamento, o anche per il solo servizio di riscaldamento. Scelta delle pompe di calore ad assorbimento a gas

Gli energy manager del gruppo Carrefour si sono poi soffermati sulla tecnologia delle pompe di calore ad assorbimento a gas (GAHP), in quanto le simulazioni effettuate prospettavano risparmi considerevoli a fronte di investimenti sufficientemente contenuti, tali da rispettare i tempi di pay-back richiesti per la riqualificazione delle centrali termiche esistenti. Oltre a queste prerogative della tecnologia GAHP, è stato valutato in modo positivo l’utilizzo del gas naturale quale vettore energetico principale. Il gas naturale è mediamente sempre disponibile nelle

Energy requalification of medium-sized shopping centers

The commercial centers of the large distribution (GDO) are among the most energy intensive users of the service sector, because throughout the year they require a continuous service of heating and cooling for environments characterized by large size. Often these structures are realized with the concepts of building old-fashioned, with facilities of obsolete design and are not able to exploit thermal renewable energy. These factors make difficult the energy upgrading in the field of retail. Depending on the size and characteristics of the plant, shopping centers needs design approaches that integrate different technologies, in order to ensure maximum comfort and, at the same time, the greatest reduction of the annual consumption. These two objectives must then be achieved with the least possible and economic engagement with a level of complication of the system solutions as much as possible reduced in order to make easier the management operations and maintenance of systems. This paper will present some solutions made w ith GAHP for some centers retail chain Carrefour, showing the technical characteristics and the energy results obtained after a year of managing the property redeveloped. Keywords: energy requalification, GAHP, shopping centers, monitoring

quantità necessarie, grazie ad una rete che nel nostro paese risulta essere capillare. Tale rete di distribuzione è tra le altre cose già pronta a sopperire i fabbisogni futuri, anche in vista di un considerevole aumento del suo utilizzo mediante tecnologie innovative in alternativa alle caldaie. Grazie all’utilizzo del gas, che con l’attuale impiantistica risulta essere anche dotato di ottima sicurezza nel suo impiego, in molti centri di distribuzione di Carrefour è possibile evitare la realizzazione di nuove cabine di trasformazione dell’energia elettrica o di ampliamenti e aggiornamenti di quelle esistenti. Quest’ultima voce di costo risulta essere importantissima, soprattutto nel caso in cui si valuti una riqualificazione energetica di un edificio esistente in ambito GDO, sostituendo le vecchie caldaie con pompe di calore. Le valutazioni preliminari effettuate per via analitica, non erano ovviamente sufficienti per addivenire alla decisione di standardizzare l’adozione di una o più tecnologie per riqualificare un gran numero di punti vendita del gruppo. Gli studi di fattibilità hanno permesso però di avviare una collaborazione tra il gruppo Carrefour e il costruttore delle pompe di calore ad assorbimento, e si è giunti così alla realizzazione di quattro impianti pilota per verificare la bontà delle stime analitiche. Il primo impianto realizzato nel 2008 è riferito ad un nuovo punto vendita Carrefour a Cusago (MI). I restanti tre impianti, realizzati nel corso del 2010, sono invece parte dell’ampia azione di riqualificazione energetica dei punti vendita di Carrefour già operativi da diversi anni e ubicati presso i seguenti punti vendita: Legnano Via Pionieri dell’Aria; Torino Via Madama Cristina; Bovisio Masciago SS Nazionale dei Giovi.

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Tabella 1 – Confronto consumi metano riscaldamento tra i punti vendita di Rivalta (TO) e Cusago (MI) STAGIONE Sistema di NOV/DIC 2008 GEN 2009 [m³ FEB 2009 [m³ MAR 2009 APR 2009 [m³ 2008 – 2009 generazione [m³ metano] metano] metano] [m³ metano] metano] [m³ metano]

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Punto vendita

ad alta Rivalta (TO) Caldaia efficienza

24.840

17.753

16.445

9.530

2.990

71.558

Cusago (MI)

15.123

8.877

8.222

4.778

1.500

38.500

GAHP Robur

Valutazione su base comparativa La committenza ha scelto di non volersi avvalere di sistemi di monitoraggio energetico, intendendo basare la valutazione dei consumi su base comparativa fissando un opportuno sistema edificio-impianto di benchmark. Si è quindi optato per un confronto con i risultati energetici del nuovo punto vendita di Rivalta (TO), pressoché identico e coevo a quello di Cusago, ma servito da un sistema di generazione tradizionale dotato di caldaie ad alta efficienza e refrigeratori tradizionali elettrici. I risultati del confronto, relativi alla stagione di riscaldamento 2008/2009, sono presentati in Tabella 1. I consumi dei due centri vendita nella stagione 2008-2009 evidenziano un risparmio di gas naturale pari ad un totale di 33.058 m³ che corrisponde ad una riduzione dei consumi pari al 46,2% con un valore economico in termini di risparmio pari a 13.000,00 Euro. Il sistema ad

assorbimento sfrutta nella stagione di riscaldamento una media del 35,8% di energia rinnovabile, conseguendo un’efficienza media stagionale pari al 145%. Tali prestazioni consentono di poter stimare un risparmio annuo di energia primaria pari a 23,6 Tep (Tonnellate Equivalenti di Petrolio). In Figura 2 viene evidenziato l’andamento con dettaglio mensile dei consumi di gas dei due punti vendita confrontati. La Figura 3 permette di apprezzare come anche nei periodi più freddi dell’anno le pompe di calore garantiscano non solo il regolare svolgimento del servizio di riscaldamento, ma anche valori di efficienza assolutamente elevati, maggiori di quelli di qualunque caldaia, anche a condensazione. Trattandosi, come si è detto, di un impianto di nuova realizzazione confrontato con identico edificio nuovo ma realizzato in altra località, i confronti sui consumi di combustibile rispetto alla soluzione tradizionale non sono pienamente

Gli impianti pilota riqualificati nel 2009

Confronto Consumi Mensili Gas [m³] metano / [mese] 20000 18000

Cusago (MI)

16000

Rivalta (TO)

[m³]

14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0 ott

nov

dic

gen

feb

mar

apr

mar

apr

Figura 2 – Confronto consumi mensili metano Figura 3 – Confronto efficienza sistemi Confronto Efficienza Sistemi [%] / [mese]

180% 160%

h [%]

140%

Cusago (MI)

120%

Rivalta (TO) 100% 80% 60% ott

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nov

dic

gen

feb

coerenti. Sui risultati ottenuti può anche aver pesato una differenza climatica nella medesima stagione tra le due aree sia pur vicine, essendo Milano e Torino due città caratterizzate da valori tabellati di temperatura di progetto e di temperatura media significativamente differenti. In effetti la differenza di gradi giorno tra Torino (2816,3 GG) e Milano (2648,9 GG) durante la stagione invernale 2008/2009 è pari a 167,4 GG, la quale pur essendo di modesta entità potrebbe aver influito sugli esiti finali della prova. Visti i risultati incoraggianti la committenza ha comunque commissionato per il 2009 tre riqualificazioni energetiche con sistemi di generazione dell’energia costituiti da pompe di calore ad assorbimento. Trattandosi di riqualificazioni, il confronto richiesto in questa seconda fase della collaborazione è stato effettuato prendendo a riferimento l’impianto dello stesso edificio prima della riqualificazione, per il quale era prevista la stessa funzione e le stesse modalità di utilizzo.

La diagnosi energetica dei tre punti vendita Carrefour da riqualificare a Legnano, Torino e Bovisio Masciago, ha permesso di evidenziare come gli impianti esistenti nella totalità dei casi fossero del tutto inadatti alle reali necessità delle strutture, o perché eccessivamente sovradimensionati (casistica molto frequente nelle riqualificazioni energetiche) o perché pesantemente sottodimensionati (caso raro, dovuto ad un’espansione del punto vendita cui non aveva fatto seguito un adeguamento della parte impiantistica). In tutte le strutture si è verificato in passato un mancato raggiungimento del giusto grado di comfort (specialmente nel caso del sottodimensionamento) e un elevato livello dei consumi energetici. In Tabella 2 vengono riassunti i principali dati dei tre punti vendita considerati in questa seconda fase di intervento. È stato quindi possibile ridurre la potenza termica installata presso i centri vendita di Legnano

Tabella 2 – Principali caratteristiche delle tre strutture sottoposte a riqualificazione Punto vendita

Superficie riscaldata [m²]

Potenza installata [kW]

Potenza calcolata [kW]

Differenza [%]

Consumo annuo [m³ metano]

Legnano (MI) Via Pionieri dell’aria

2.662

646

278

+ 59,6%

48.034

Torino Via Madama Cristina

2.416

200

283

- 41,5%

55.156

Bovisio Masciago (MB) SS Nazionale dei Giovi

1.933

290

215

+25,9%

43.884

L’impianto di distribuzione e cessione dell’energia prevede per la zona vendita la soluzione impiantistica a “tutt’aria” con una centrale di trattamento dotata di batteria idronica per il servizio di riscaldamento e batteria ad espansione diretta per il servizio di condizionamento. La zona magazzini è invece dotata di un sistema di distribuzione facente capo ad un congruo numero di aerotermi. Si è scelto di realizzare impianti bivalenti allo scopo di rendere economicamente vantaggiosa l’operazione rispetto alla sostituzione integrale della vecchia centrale termica con pompe di calore. In virtù di un normale comportamento degli impianti, i quali risultano quasi sempre funzionanti in condizioni di carico parziale e molto raramente alle condizioni di picco, si è deciso di dimensionare il numero di pompe di calore ad assorbimento per garantire la copertura dei

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

(sovradimensionato del 59,6%) e Bovisio Masciago (sovradimensionato del 25,9%) eliminando così anche il problema della riduzione del rendimento della vecchia caldaia dovuto al comportamento di pendolamento della stessa. Per l’impianto di Torino (sottodimensionato del 41,5%) si è invece provveduto ad aumentare la potenza termica installata, per garantire il giusto grado di comfort a seguito dell’ampliamento della superficie netta riscaldata avvenuto in passato. L’intervento di riqualificazione energetica nel caso dei tre suddetti punti vendita ha previsto il solo adeguamento della parte di produzione di potenza termica, sulla scorta del fatto che per gli impianti considerati la parte relativa alla potenza frigorifera in fase di diagnosi è stata ritenuta già adeguata agli obiettivi prefissati. Le unità ad assorbimento proposte in questo caso sono quindi pompe di calore ad assorbimento a gas ed energia rinnovabile aerotermica per solo riscaldamento, abbinate a moduli termici a condensazione a gas per la copertura dei picchi di carico nella stagione invernale.

fabbisogni relativi alle condizioni climatiche medie invernali del sito di installazione, mentre per la copertura delle condizioni massime di progetto si è provveduto ad inserire caldaie a condensazione (vedasi Figura 5) in quanto meno onerose dal punto di vista dei costi di installazione. Quest’azione consente di ottimizzare i costi di realizzazione degli interventi di riqualificazione con i benefici ottenuti sul piano energetico attraverso gli stessi. Il criterio di aggiunta delle caldaie alle pompe di calore non ha quindi nulla a che vedere con la possibilità che le pompe di calore riducano a tal punto le prestazioni, in presenza di temperature esterne molto rigide, da non essere più economicamente competitive, in quanto come risulta dai test svolti presso ENEA, VDE e DVGW le pompe di calore ad assorbimento a gas hanno valori di efficienza superiori al

Figura 4 – Schema del nuovo sistema di generazione del punto vendita di Legnano (MI)

#15

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

110% anche a temperature esterne di -20°C alle condizioni di progetto desiderate. L’intervento di riqualificazione delle tre realtà GDO ha previsto:

• lo smaltimento della vecchia centrale termica; • il recupero dello spazio della vecchia centrale termica esistente sfruttandola come semplice sottostazione non soggetta ad adeguamenti normativi (adeguamento che invece avrebbe dovuto essere considerato nel caso di sostituzione con altra caldaia da interno); • la scelta del numero di pompe di calore ad assorbimento e caldaie per coprire i fabbisogni reali delle tre differenti realtà commerciali; • l’installazione delle unità ad assorbimento sulla copertura piana dei punti vendita (soluzione che, verificando il rispetto delle distanze dalle superfici finestrate adiacenti, ha permesso di evitare anche l’installazione delle canne fumarie per lo scarico fumi); • lo sfruttamento della vecchia canna fumaria ormai dismessa quale cavedio tecnico per il passaggio dei tubi del nuovo sottosistema di generazione posto in copertura; • la sostituzione della vecchia pompa di circolazione con un nuovo modello ad alta efficienza di tipo elettronico. L’utilizzo di un serbatoio inerziale a quattro attacchi, utilizzato come volano energetico del sistema, ha consentito poi di massimizzare le

efficienze delle pompe di calore riducendone sensibilmente i cicli di accensione e spegnimento nelle condizioni di carico parziale.

I risultati ottenuti e conclusioni Terminate le operazioni di smantellamento e di nuova installazione per le tre riqualificazioni energetiche, si è provveduto a monitorare i consumi dei punti vendita durante la stagione invernale 2010/2011. Considerato che per i punti vendita presi in esame non sono variate la destinazione d’uso, le dimensioni e le caratteristiche degli involucri edilizi, la modalità e gli orari di utilizzo delle strutture, l’Ufficio Energia di Carrefour ha ritenuto di poter effettuare il monitoraggio semplicemente per confronto delle fatture relative alla fornitura dei diversi vettori energetici. Il confronto dei consumi delle strutture riqualificate è stato effettuato confrontando i dati della stagione 2009/2010, ultima stagione in cui si è utilizzato il vecchio impianto, e la stagione 2010/2011, prima stagione di utilizzo dell’impianto riqualificato con pompe di calore ad assorbimento. Le due stagioni sono state caratterizzate da condizioni climatiche invernali molto simili per la città di Milano, e ciò è desumibile anche dai gradi giorno rilevati alla stazione metereologica dell’aeroporto di Milano Linate: 2124,5 GG per la stagione 2009/2010 e 2129,0 GG per la stagione 2010/2011. Per la stazione meteorologica di Torino Caselle invece le due stagioni sono state leggermente differenti ma comunque

Tabella 3 – Confronto consumi metano nelle tre strutture soggette a riqualificazione energetica Consumo Punto vendita annuo 2009 [m³ metano]

Consumo annuo 2010 [m³ metano]

Risparmio annuo [m³ metano]

Risparmio annuo [%]

Risparmio annuo [€]

Payback con Finanziaria [anni]

Legnano (MI) Via Pionieri dell’aria

48.034

27.272

20.762

43,2%

10.796

4,17

Torino Via Madama Cristina

55.156

29.491

25.685

45,6%

13.346

3,37

Bovisio Masciago (MB) SS Nazionale dei Giovi

43.884

23.599

20.285

46,2%

10.548

3,79

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paragonabili (3098,6 GG per la stagione 2009/2010 e 2767,3 GG per la stagione 2010/2011). I risultati ottenuti sono riportati in Tabella 3. In tutte e tre le realtà si sono riscontrati risparmi energetici sull’utilizzo del gas superiori al 40%, migliorando contestualmente le condizioni di comfort ambientale grazie all’adeguamento delle potenze termiche installate. Il risparmio energetico, tradotto in termini economici, ha consentito rapidi tempi di rientro degli investimenti sostenuti per realizzare le riqualificazioni, attestando il pay-back attorno al valore di 3÷4 anni, oltre i quali i risparmi economici sulle bollette energetiche delle singole strutture si tradurranno in redditività dell’impianto. L’intera operazione ha consentito al committente di individuare infine una soluzione impiantistica relativamente standardizzata, facilmente modulabile per ciò che attiene alle potenze termiche e frigorifere necessarie e, tale da comportare minori oneri di progettazione per le future realizzazioni. A seguito del monitoraggio dei tre impianti pilota, Carrefour Italia ha poi determinato la realizzazione di sette nuove riqualificazioni energetiche con lo schema impostato in precedenza. Visto il buon esito degli impianti pilota Carrefour ha realizzato nel 2011 tre nuove riqualificazioni nei punti vendita di Milano (Viale Monza, Viale Famagosta, Piazza Agilberto II) e programmato altri quattro riqualificazioni nel 2012 sempre nell’area milanese. * Massimo Ghisleni, Robur spa

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Mario Costantino premiato dal prof. e presidente AiCARR Renato Lazzarin, durante i festeggiamenti per il 50º anniversario di AiCARR

In ricordo di Mario Costantino E’ con grande tristezza che celebriamo la scomparsa dell’ing. Mario Costantino, spentosi lo scorso 30 luglio dopo una lunga malattia. Presidente AiCARR dal 1984 al 1989, Costantino ha portato il nome dell’Associazione nei più importanti consessi internazionali, e proprio di recente per questa sua attività era stato premiato da ASHRAE. Lo ricordano Gino Moncada Lo Giudice, Andrea Notarbartolo e Francesca Romana D’Ambrosio.

o avuto la fortuna di trascorrere il mio apprendistato di “Presidente Eletto” con Mario Presidente. Così ho avuto modo di condividere e osservare il suo modo di lavorare. Preciso, serio, continuativo, molto organizzato; raramente mi è stato dato di trovare una persona con il senso dell’organizzazione più sviluppato di quello di Mario. Pignolo e severo, qualità o difetti, come volete, mitigati dalla sua innata bontà d’animo. Mai iattante, ma deciso nel difendere principi che lui riteneva giusti. Insieme abbiamo fatto allora e in seguito molte cose per AiCARR, alcune credo buone, ma nel bilancio della costanza e dell’approfondimento delle cose, mi confesso senz’altro perdente. Ho cercato di fare il conto da quanti anni durava la nostra amicizia, ma poi mi sono perso e per la verità mi sembra di averlo conosciuto da sempre. Quante cose hai fatto Mario per AiCARR e quanto ti deve AiCARR, ma lascio ad altri il compito di illustrarlo. Io preferisco, per chiudere, ricordare le cenette a casa tua con l’adorabile tua sposa Evelina, madre di due splendide ragazze, dove dopo il secondo e prima della frutta si iniziava a parlare di AiCARR (il nostro amore) e non si finiva più. Ora, Mario, te ne sei andato e hai lasciato Evelina sola e me senza un grande amico. Ma l’età è complice sia mia che di Evelina e non molto tardi saremo ancora insieme per cercare Franco Palmizi che ci racconti le ultime barzellette dell’al di là. Grazie Mario per tutto che mi hai dato e riposa in pace. Gino Moncada Lo Giudice

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o conosciuto Mario Costantino vent’anni fa, a una cena di gala AICARR, durante la Mostra Convegno Expocomfort di quell’anno. La prima per me, come responsabile della PEG non più di Sonino ma della Masson di Solly Cohen. Costantino rappresentava quel mondo come nessuno: una forma rigorosa, quasi austera (lui addirittura in smoking), rivestiva una realtà professionale di livello molto alto e una umanità cordiale, e, in fondo, semplice. Mi invitò subito al tu, allora per nulla ovvio nei confronti di chi, come me, né coetaneo né collega. Ne nacque non una amicizia, neppure una consuetudine di incontri, ma una sincera simpatia, con la sicurezza di “esserci” in caso fosse utile, o anche solo desiderato. Come fu, infatti, per me nel ’93, anno di crisi acuta, quando, dovendo scrivere un editoriale sul CDA ed essendomi coscienziosamente documentato su dati e processi in essere, sentivo il bisogno di uno sguardo dall’alto, di un parere intelligente e soprattutto non provinciale, su quanto andavamo vivendo. Lo chiesi a Mario. Andai in INTERTECNO una mattina alle undici, me ne andai dopo pranzo, con la precisa sensazione di saperne di più che se avessi consultato una intera raccolta di giornali specializzati, avendo per giunta trascorso ore gradevolissime. Gli incontri si interruppero solo al cessare delle rispettive attività professionali. Ma nel 2006, allorché diffondemmo il primo numero di Casa&Clima ecco arrivarmi in Quine una sua lunga lettera olografa. Si complimentava per l’iniziativa che molto gli era piaciuta e che, essendo realizzata con partner altoatesini, gli ricordava gli inizi della carriera, la vita a Bolzano e tanto altro. Il tutto raccontato nel suo modo arguto. Ci furono altre telefonate, non incontri, fino all’ultimo con appuntamento in Mostra Convegno nel 2010, dove lo vidi stanco, eppure sempre padrone del suo signorile humor. Gli presentai il neonato AiCARR Journal. Ne fu contento. Sono molto triste che non ci sia più Mario Costantino. Mi piace ricordarlo per come l’ho conosciuto e vissuto: una persona autorevole, autentica e, soprattutto “per bene”. Andrea Notarbartolo

e dovessi descrivere Mario con poche parole userei entusiasmo, vivacità intellettuale, capacità di coinvolgimento, giovinezza interiore. Lo conobbi nel 1984, a L’Aquila, in occasione di un congresso dell’ATI al quale lui partecipava in qualità di Presidente di AiCARR. Il suo sorriso aperto, il suo sguardo vivo e vivace mi colpirono subito, ma ancor più mi colpì la sfida che lanciò a Nino Alfano, che Mario, nel testo da lui scritto per il cinquantesimo compleanno di AiCARR, ricorda così: “La scommessa fu con il compianto professor Gaetano Alfano dell’Università di Napoli, caro e prezioso amico e napoletano come nessuno, e si giuocava sul suo dubbio che saremmo riusciti a far venire a Napoli i due massimi esponenti mondiali del settore (tra loro accaniti avversari): il prof. Pharo Gagge della Pierce Foundation di New Haven (Stati Uniti) e il prof. Ole Fanger dell’Università di Lingby (Danimarca). Il caro Nino Alfano perse la scommessa con sua grande gioia e il seminario, onorato anche da numerosi professori italiani (Gobbato, cattedratico di medicina del lavoro, Fantini della Sapienza di Roma, e lo stesso Alfano) fu ottimo ed ebbe eco mondiale.” Questo era Mario: sempre pronto alla sfida, sempre disponibile verso gli altri, dall’alto della sua onestà intellettuale e professionale e della sua immensa bontà. Lo ricordo a Napoli, in occasione di Clima 2001, felice come un bambino per la riuscita del Convegno funestato dalla tragedia di New York e dell’alluvione che colpì in quei giorni la nostra città, orgoglioso di indossare a mo’ di collana il laccio pieno di cornetti con la testa di Pulcinella che Livio Mazzarella era andato a comprare per lui a San Gregorio Armeno come amuleto, e ancora bambino-nonno con Stefano e Paola, i suoi nipotini, a Disney World. Ma lo ricordo anche Presidente: il Presidente che seppe guidare per sei anni l’associazione, con grande rigore ma sempre con il sorriso sulle labbra, disponibile ad ascoltare il pensiero di tutti coloro che lo avvicinavano, il Presidente sempre presente, in tutte le occasioni importanti di AiCARR, dai Convegni alle serate di gala, sempre accompagnato dalla sua Evelina. L’ho visto l’ultima volta a Milano, in occasione della festa per il cinquantesimo compleanno di AiCARR. Anche lì con Evelina, accompagnati da Costanza, una delle loro due figlie. Allegro e sorridente come sempre, nonostante gli acciacchi sui quali scherzava, venne a festeggiare con noi e ad assistere alla presentazione della sua forse ultima opera: il volume pubblicato per il compleanno, scritto a più mani ma di cui lui fu l’anima e l’artefice. Poi il silenzio, rotto da qualche telefonata, l’ultima a febbraio.Ci sei e ci sarai sempre. Francesca d’Ambrosio

AiCARR informa

a cura di Lucia Kern

Smoke control: a Milano il 30 ottobre, appuntamento con il corso AICARR-ASHRAE condotto dall’esperto statunitense John H. Klote

Dall’esperienza ultraventennale di AiCARR nell’ambito della formazione e dagli ottimi rapporti coltivati dall’Associazione a livello internazionale, nasce il prestigioso corso specialistico “Sistemi di controllo ed evacuazione del fumo e del calore: dalla progettazione al commissioning”, in programma a Milano il prossimo 30 ottobre. L’argomento è di fondamentale interesse per progettisti, personale tecnico di aziende produttrici di componenti, installatori, manutentori e in generale per gli esperti del settore dell’antincendio, soprattutto in un momento di importante evoluzione che fa seguito alla pubblicazione delle norme UNI 9494-1 e 9494-2, le prime di una serie relativa ai Sistemi per il controllo di fumo e calore, che costituiscono in Italia i primi fondamentali riferimenti in materia. AiCARR, sempre impegnata a fornire supporto ai professionisti per un aggiornamento in linea con i più attuali sviluppi in ambito normativo e tecnologico, propone sul tema questo evento formativo di alto profilo. Il corso, della durata di una giornata, è incentrato sui seguenti sistemi di controllo del fumo: pressurizzazione dei vani scala; pressurizzazione degli ascensori; controllo del fumo per zone. Dopo una panoramica sui principi di analisi e di progetto di tali sistemi, sono illustrati i concetti base di differenza di pressione minima e massima di progetto. I metodi di analisi consistono in equazioni algebriche e modellazione numerica a zone.

Vengono quindi illustrate le potenzialità del modello a resistenze (o multizona) CONTAM, il software per l’analisi dei progetti di controllo del fumo, sviluppato negli Stati Uniti dal NIST (U.S. National Institute of Standards and Technology di Gaithersburg, Maryland) e disponibile gratuitamente. Viene infine analizzato il Commissioning dei Sistemi di controllo del fumo, con l’illustrazione dei risultati delle rilevazioni. A conclusione della giornata vengono presentati e discussi casi concreti affrontati dal docente nel corso della sua attività professionale. Il corso è in lingua inglese con traduzione consecutiva in italiano.

Il docente

John H. Klote, Ph.D., P.E. Dopo una lunga attività di ricerca nell’ambito del controllo dei fumi e del calore presso l’U.S. National Institute of Standards and Technology (NIST) di Gaithersburg, Maryland, fonda una società di servizi di consulenza destinati al settore della protezione antincendio. Attualmente si dedica soprattutto all’attività di docenza all’interno di corsi e seminari ASHRAE, SFPE e altri. Ha pubblicato numerosissimi articoli, relazioni e testi di riferimento. È fellow di ASHRAE e SFPE (Society of Fire Protection Engineers).

Scuola di Climatizzazione: in autunno, al via il percorso Approfondimenti

Conclusi a giugno i moduli del percorso Fondamenti, ideati dalla Scuola di Climatizzazione per tutti coloro che si affacciano al mondo della progettazione, prendono il via a settembre le giornate del percorso Approfondimenti. Si tratta di corsi progettati per offrire un livello di maggiore e più approfondita conoscenza a chi già opera nel mondo della climatizzazione e desidera il meglio in termini di aggiornamento al fine di rendere la propria professionalità sempre più completa e competitiva. I corsi si aprono il 20 settembre con la giornata dedicata alla Progettazione di sistemi radianti, condotta da Michele Vio, che lo scorso anno ha fatto registrare il “tutto esaurito”. Con gli Approfondimenti, inoltre, si entra nel merito di argomenti presentati nei loro aspetti base nel precedente ciclo di corsi: ne sono un esempio le giornate dedicate alle reti aerauliche e idroniche, di cui si affrontano ora calcolo, progettazione e costruzione; due giornate organizzate in laboratorio consentiranno ai partecipanti di “toccare con mano” gli importanti aspetti della taratura e del bilanciamento delle reti.

Il programma autunnale dei corsi offre anche alcune novità di assoluto rilievo, fra cui le giornate dedicate al commissioning degli impianti e i corsi sulle specifiche tecniche UNI TS 11300, volte alla verifica delle prestazioni energetiche del sistema edificio-impianto: due giornate saranno dedicate rispettivamente alle parti 1 e 2 e alla diagnosi energetica mentre il 3 ottobre verrà programmato all’interno della Scuola il corso specialistico dedicato alla parte 4, di recente pubblicazione. Il corso, dal titolo “UNI TS 11300-4. Utilizzo di energie rinnovabili e di altri metodi di generazione per la climatizzazione invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria”, rappresenta la scelta ideale per il professionista che sente l’esigenza di un aggiornamento di alto livello sull’utilizzo corretto di questa parte di norma, anche alla luce di quanto previsto dall’allegato 3 del D.lgs 28/2011 ai fini della determinazione della quota di energia coperta da fonte rinnovabile. Per il calendario completo dei corsi proposti dalla Scuola di Climatizzazione da settembre a dicembre e per la presentazione delle singole giornate, vi invitiamo a visitare il sito.

I corsi 2012 sulla Sanità, grandi soddisfazioni e nuovi appuntamenti a calendario

L’attenzione di AiCARR alla formazione dedicata a chi opera nelle strutture sanitarie ha dato vita anche quest’anno a importanti appuntamenti: l’impegno dell’Associazione nell’offrire corsi altamente qualificati, anche attraverso la collaborazione con importanti realtà del settore, è stato premiato dalla grande affluenza di pubblico e dalla soddisfazione espressa dai partecipanti agli eventi formativi. Ottima affluenza di partecipanti per il primo modulo di due giornate del corso di base teorico-pratico “Impianti termici e di climatizzazione per le strutture sanitarie”, tenutosi in giugno. Ora sono aperte le iscrizioni al secondo modulo “Centrali termofrigorifere, idriche e acqua calda sanitaria – Trattamento acqua

– Conduzione e manutenzione”, in programma a Milano il 25 e 26 settembre prossimi, al quale è possibile partecipare indipendentemente dalla frequenza del primo modulo. Proseguono inoltre i corsi della Scuola in Pillole dedicati alla norma UNI 11425, quattro ore di formazione qualificata proposte in varie regioni italiane: sono in programma gli appuntamenti di Ancona, il 28 settembre, e di Bologna, la cui data sarà disponibile a breve. Infine, la Commissione Formazione e il Comitato Tecnico Sanità stanno sviluppando nuovi progetti che andranno prossimamente ad ampliare e a rendere sempre più completa e articolata la proposta di corsi sul tema.

AiCARR informa In attesa del 30º Convegno di Bologna. Sul sito, il programma preliminare Pubblicata la bozza del verbale dell’Assemblea generale dei Soci 2012 Sul sito AiCARR è a disposizione dei Soci, nell’area a loro riservata (Area Soci/ Assemblee generali), la bozza del verbale dell’Assemblea generale dei Soci

AiCARR, tenutasi a Padova il 7 giugno scorso. Il verbale verrà approvato definitivamente nel corso della prossima Assemblea.

AiCARR a RE+build (Riva del Garda, 17-19 settembre 2012) RE+build è l’evento annuale organizzato da Habitech, Progetto Manifattura e Riva Fiere e Congressi, dedicato alla riqualificazione e gestione sostenibile dei patrimoni immobiliari, che avrà luogo a Riva del Garda dal 17 al 19 settembre 2012. Michele Vio, Presidente AiCARR, e Livio Mazzarella, docente di Fisica Tecnica Ambientale presso il Politecnico di Milano e coordinatore scientifico della Scuola AiCARR, apriranno il programma di RE+build, la mattina del 17 settembre, con il seminario formativo di mezza giornata dal titolo “Edifici a energia quasi zero e fonti rinnovabili”. Sempre lunedì 17, alle 16.30, il Presidente Vio

prenderà parte alla tavola rotonda sul tema “Il mercato della riqualificazione e della gestione immobiliare: i numeri e le opinioni”. I tre giorni dedicati all’evento prevedono un ampio programma di relazioni (visionabile sul sito www.re-build.biz) che illustreranno le esperienze, le best practice e i casi studio di livello nazionale ed internazionale che stanno trasformando il mercato della riqualificazione edilizia. I Soci AiCARR che intendono partecipare potranno usufruire delle quote agevolate per le associazioni.

Le soluzioni di oggi per i progetti di domani…

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Concorso di Idee “Progettare la Riqualificazione Efficiente”

Terza edizione del Concorso di Idee: Viessmann promuove la Riqualificazione Efficiente

Come partecipare

Viessmann, azienda leader nella produzione di sistemi di riscaldamento, promuove l’efficienza nella progettazione degli impianti sponsorizzando il Concorso di Idee 2012 “Progettare la Riqualificazione Efficiente“, un’iniziativa rivolta ai progettisti e agli architetti.

I progetti potranno riguardare l’ambito civile, industriale e terziario e verranno valutati in base alla qualità progettuale complessiva dell’edificio, l’efficienza e la sostenibilità complessiva; particolare attenzione verrà posta inoltre all’integrazione tra la soluzione impiantistica e il risultato architettonico ottenuto.

L’edizione 2012 del concorso è dedicata alla riqualificazione degli impianti esistenti; verranno infatti premiate le proposte che garantiscono prestazioni elevate, massima efficienza energetica e rispetto per l’ambiente.

Le soluzioni proposte dovranno prevedere almeno un prodotto Viessmann tra caldaie a condensazione, solare termico e fotovoltaico, caldaie a biomassa, cogenerazione e ventilazione meccanica controllata. I progetti dovranno pervenire su viessmann.it entro e non oltre il 30 settembre 2012.

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